В. Н. РУДЕНКО
ПЛАНЕТАРНЫЕ И ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ


В.Н.РУДЕНКО
ПЛАНЕТАРНЫЕ И ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Альбом конструкций
МОСКВА
•МАШИНОСТРОЕНИЕ•
I980


ББК 34.445я6 Р83
УДК 621.833.6 (084.42)
ПРЕДИСЛОВИЕ
Рецензент д-р техн. наук Э. Л. АЙРАПЕТОВ
Руденко В* Н.
Р83 Планетарные и волновые передачи; Альбом конструкций. — М.: Машиностроение, 1980. — 148 с., ил.
3 руб.
В альбоме даны чертежи современных конструкций планетарных я волновых механизмов, применяемых в различных отраслях машиностроения и сведения по расчету планетарных и волновых передач. Чертежи и схемы планетарных и волновых передач сопровождаются необходимыми пояснениями.
Первая часть альбома посвящена планетарным, а вторая — волновым передачам.
Альбом предназначен для широкого круга инженерно-технических и научных работников машиностроительных заводов, конструкторских бюро и научно-исследовательских организаций.
р 31302-018 Р 038(01 )-80
18-80.
2702000000
ББК 34.445я6 6П5.3
ИБ № 533
Руденко Всеволод Николаевич ПЛАНЕТАРНЫЕ И ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ Альбом конструкций Редактор Н. Г. Васильева
Технические редактора: Н. Ф. Дёмкина, Н. В. Тимофеенко Корректор А. П. Озерова Обложка художника С. Н. Орлова
Сдано в набор 06.06.79. Подписано в печать 08.02.80. Т-008 Б0. Формат 84ХЮ81/*.
Бумага офсетная № 1. Гарнитура литературная. Печать высокая. Уел. печ. л. 31 08 Уч.-иэд. л. 36,5. Тираж 17700 экз Заказ 1409 Цена 3 р.
Издательство «Машиностроение», 107886, Москва. ГСП-6, 1-й Басманный пер., 3
Лошнградская типография № 6 Ленинградского производственного объединения «Техническая книга» Союаполнграфпрома при Государственном комитете СССР по делам издательств, полиграфии И книжной торговли.
193144, Ленинград, С-144, ул. Моисеенко, 10
Главной задачей современного отечественного машиностроения является комплексная механизация и автоматизация производственных процессов. Решение этой задачи требует создания более совершенных, надежных конструкций машин и механизмов и, в частности, различных видов передач.
Среди многих видов механических передач планетарные передачи, в силу целого ряда их преимуществ по сравнению в обычными передачами с неподвижными осями, занимают особое место.
К этим преимуществам относятся: соосность, компактность, бесшумность, мень шая масса, большая нагрузочная способность при сравнительно высоком КПД, возможность получения больших передаточных чисел (до нескольких десятков тысяч и больше), возможность передачи вращения ни ведомый вал от нескольких двигателей и т. д.
Планетарные передачи известны давно и широко распространены во всех отраслях отечественного и зарубежного машиностроения.
Основоположниками развития планетарных передач в нашей стране можно по праву считать д-ра техн. наук проф. Н. Ф. Руденко и д-ра техн. наук проф. В. Н Кудрявцева. Ими созданы фундаментальные труды по расчету и конструированию планетарных передач.
Большой вклад в развитие планетарных передач внесли такие ученые, как Э. Л. Айрапетов, Н. Г. Бруевич, Д. П. Волков, М. Д. Генкин, В В. Добровольский, Н. И. Колчин, М. А Крейнес, А. Д. Крюков, А. А. Никитин, Д. Н. Решетов, Л. Н Решетов, Г. В. Сигов и др.
Волновые механические передачи появились сравнительно недавно, около 20 лет назад. Несмотря на это они уже прочно заняли свое место в промышленности.
Впервые идея такой передачи была предложена инж. А. И. Москвитиным, который в 1944 г. получил авторское свидетельство (JM® 68211, кл. 21d) на тихоходный электродвигатель В одной из предлагаемых схем электродвигателя используется гибкий ротор, катящийся в расточке статора (т. е. фрикционная волновая передача).
Начиная с 1959 г., американский инж|енер W. Musser запатентовал большое количество различных конструктивных схем |3олновых передач (зубчатой, фрикционной, резьбовой) и муфт и показал возможность нового волнового принципа построения механической передачи. |
В кинематическом и конструктивном | отношениях волновая передача имеет много общего с планетарной и является раз1новидностью последней. Однако волновая передача обладает еще меньшими габаритами, массой и другими преимуществами по сравнению с планетарной передачей.
Основным отличием волновой передачи от планетарной является то, что одно из колес является гибким (тонкостенная оболочка). При деформировании его
в радиальном направлении водилом (генератором волн) гибкое колесо зацепляется с жестким венцом. При вращении водила гибкое колесо обкатывается по неподвижному жесткому колесу и за счет редукции получает медленное вращение.
Перемещение волны деформации гибкого звена передачи и определило ее название — волновая.
Волновая передача может быть обратимой и применяться для получения всех видов движений ведомого звена — вращательного, поступательного и винтового.
Волновые передачи компактны, могут воспринимать большие крутящие моменты, обеспечивать высокую кинематическую точность и могут применяться для передачи движения в герметизированное пространство через упругую перегородку, роль которой выполняет тонкостенная замкнутая оболочка вращения (цилиндрическая, коническая и т д.) или мембрана.
Трансформация -движения в полностью герметизированное пространство при отсутствии подвижных стыков является одним из основных достоинств волновой передачи
Основной целью настоящего альбома явилось ознакомить читателя с многочисленными конструкциями планетарных и волновых передач, применяемых в промышленности Кроме того, в альбоме приведены основы расчета этих передач.
В задачу альбома не входило полное изложение теории расчета планетарных и волновых передач, с которой читатель может познакомиться в специальной литературе.
Альбом состоит из двух частей: планетарных и волновых механических передач. В начале каждой части даются основы расчета и далее приводятся примеры конструкций соответственно планетарных и волновых передач с их описанием.
Следует помнить, что волновые передачи являются достаточно новыми и их исследование еще далеко не закончено. Поэтому в конце второго раздела альбома приведены конструкции стендов для исследования основных деталей волновых передач, которые и определяют их работоспособность, а именно — гибких элементов.
С этой же целью в конце первой части альбома приведена конструкция стенда для исследования планетарных передач.
При доставлении альбома использован накопленный опыт по расчету и конструированию планетарных и волновых передач отечественного и зарубежного машиностроения-
При наличии многочисленных работ по расчету планетарных передач опыт по созданию настоящего альбома с конкретными примерами конструкций планетарных и волновых передач и их описанием является первым.
В связи с этим автор с признательностью примет все пожелания и замечания читателей.
© Издательство «Машиностроение», 1980 г.


Часть первая
ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Глава 1
РАСЧЕТ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
§ 1. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ, ОПРЕДЕЛЕНИЯ И СТРУКТУРА ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
Передача, в которой ось одного из колес подвижна, называется планетарной. Планетарные передачи могут быть как с зубчатыми, так и с фрикционными колесами. Наиболее часто применяются планетарные передачи с зубчатым или цевочным зацеплениями.
Планетарные зубчатые передачи выполняются с коническими и цилиндрическими колесами, реже с винтовыми, а иногда и червячными колесами. Зубчатые передачи могут быть как с прямыми, так и с наклонными зубьями, в том числе и шевронными.
Фрикционные планетарные передачи также выполняются с цилиндрическими и коническими колесами, причем иногда встречаются и сферические звенья.
Для осуществления переменного передаточного отношения могут применяться планетарные передачи с некруглыми зубчатыми колесами.
Схема планетарной передачи показана на рис. 1. Колесо а радиуса га называется солнечным колесом (центральное колесо), а колесо Ъ радиуса rbt ось которого закреплена в подвижной рукоятке //, сателлитом (планетарное колесо).
Колесо b обкатывается по колесу а. Подвижная рукоятка Н называется водилом.
При движении колеса, ось которого закреплена в подвижной рукоятке, происходит вращение колеса вокруг оси (относительное движение) и вращение вокруг оси рукоятки вместе с последней, что и составляет некоторую аналогию с движением небесных светил. Отсюда и название планетарные передачи.
Схемы простейших планетарных передач представлены на рис. 2.
Простой планетарной называется передача с одной степенью свободы, у которой одно из солнечных колес является неподвижным (колеса а на рис. 2).
Освобождая солнечные колеса а на рис. 2, получаем планетарные передачи с двумя степенями свободы, которые называются дифференциальными или дифференциалами. Следовательно, в дифференциальной передаче все звенья, за исключением корпуса О, находятся в движении.
При закреплении водила Н планетарные передачи превращаются в обычные с неподвижными осями. Если в планетарных пере¬
дачах (рис. 2) закреплять поочередно по одному из звеньев a, Ь, Я и О, то можно получить одну простую планетарную, одну простую с неподвижными осями и одну дифференциальную передачу (рис. 3, а—в).
Из рис. 2 следует, что планетарные передачи являются соосными, т. е. геометрические оси солнечных колес и водила совпадают и, как видно будет из рассмотренных далее конструкций, это является их преимуществом по сравнению с простыми передачами с неподвижными осями.
Если к схемам передач по рис. 2 добавить еще по одному солнечному колесу, то получим планетарные передачи, изобра женные на рис. 4, а—ж.
При поочередном закрепле нии одного из звеньев по рис. 4, в получим четыре модификации передачи (рис. 5) [21 ].
Кинематические цепи и планетарные передачи с тремя центральными цилиндрическими колесами показаны на рис. 6, а—з.
В этих передачах, закрепляя поочередно по одному, два и три звена, можно получить весьма большое число вариантов дифференциальных, двойных, простых планетарных и простых передач с неподвижными осями.
Рис. 3
Возможны планетарные передачи по рис. 7, б и г. Эти передачи Еесьма компактны, позволяют осуществлять большие передаточные числа, носят название планетарно-кривошипных и гланетарно- к}лисных передач и представляют собой соединение планетарной передачи с шарнирно-рычажными и кулисными механизмами [14, 21].
Если два соосных вала планетарной передачи соединяются (замыкаются) с ведущим или ведомым валом через какую-либо передачу (обычную или планетарную), то такие передачи называются сложными или замкнутыми г лгнетарными передачами (рис. 8, а—г).
Рис. 1
Если в планетарной передаче поместить на водиле один или несколько дополнительных сателлитов (рис. 9), то количество вариантов и производных схем планетарных передач опять возрастет и многие из них будут обладать новыми свойствами.
а) б) 6) г) д)
А
Рис. 4
Если осуществить кинематическую связь между двумя сателлитами е и f по рис. 9, то получим так называемую бипланетарную передачу (рис. 10, б). Эта кинематическая связь осуществляется с помощью сателлитного планетарного механизма (рис. 10, а).
Разнообразны схемы бипланетарных передач, см. [32], однако с точки зрения редуцирования скорости с большим КПД представ-
Рис. 5
ляют интерес лишь некоторые из них. Остальные бипланетарные передачи интересны лишь в кинематическом отношении, т. е. с точки зрения получения сложного движения сателлита.
Таким образом, новую схему планетарной передачи можно получить из простой планетарной передачи, развивая последнюю либо в осевом, либо в радиальном направлениях, либо комбинируя и тот и другой варианты. Следует отметить, что более предпочтительным и широко распространенным является первый случай.
Г
3


Планетарные передачи с успехом применяются для получения различных частот вращения ведомого вала, так называемые планетарные коробки передач или ступенчатые вариаторы.
Для получения плавного бесступенчатого изменения частоты вращения ведомого вала применяют планетарно-бесступенчатые передачи или планетарные вариаторы.
Рис. 7
К этой группе относятся и гидромеханические передачи с гидротрансформаторами.
Планетарные вариаторы по сравнению с обычными имеют больший диапазон регулирования.
Планетарный вариатор, в котором замыкающей передачей является какой-либо фрикционный или импульсный вариатор принудительного управления, называется замкнутым.
В планетарных вариаторах для дополнения структурной цепи часто используются зубчатые колеса (рис. 11, в).
Схемы многодисковых планетарных вариаторов представлены на рис. 12, а—г.
На рис. 13 показана схема сателлита такого вариатора. Этот сателлит состоит из пары зубчатых колес, находящихся в зацеплении, и конусных дисков, расположенных на одной оси.
Замкнутые планетарные вариаторы показаны на рис. 14, о—д.
Ряс. 12
Как видим, различных схем планетарных передач можно создать бесчисленное количество. Правильный выбор схем при проектировании планетарных передач имеет несравненно большее значение, чем при проектировании обычных передач. При неудачном выборе схемы можно лишиться преимуществ планетарных передач не только в отношении габаритов а массы, но и КПД.
6)
г)
Ряс. 14
9)


% t. КЛАССИФИКАЦИЯ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
В настоящее время существуют две основные классификации типов планетарных передач. Автором первой из них является д-р техн. наук проф. Н. Ф. Руденко 121 ], а второй — д-р техн. наук проф. В. Н. Кудрявцев 114]. Обе классификации планетарных
передач в настоящее время применяются, поэтому коротко остановимся на каждой из них.
Как было уже сказано, в простых планетарных передачах одно из центральных солнечных колес является неподвижным. Это может быть колесо как внешнего, так и внутреннего зацепления. По классификации проф. Н; Ф. Руденко (табл. 1—3) внешнее зацепление
обозначано индексом А — начальная буква немецкого слова Aubenverzahnung, а внутреннее — индексом / — начальная буква немецкого слова Innenverzahnung. В табл. 1 приведены схемы и формулы для различных трех валовых передач, в табл. 2 — для четырехваловых (планетарные трансмиссии) и в табл. 3 — для замкнутых передач.
5


Продолжение табл. I
6


Таблица 2
7


Продолжение табл.' 2
8


ТаблвцаЗ
б


Таблица 4
Вариант
Условное
обозначение
варианта
Схема
р*
X
09
S
о.
а
со
Условное
обозначение
варианта
Схема
1
'd ^|1 р
9
DJ»
9~Ш
Vе
2
Л°нь
&
ь
10
Е
iW*
3
АЪ
5
/к
НЕТ
и
11
<»>i
- «г р
а "Л "
W
№
12
Лр
ji
.
i
■2-Bf
е
4
BL
45
Чь
Г!
О
, ил
Т*
е
ц
5!
•s Ы|
" гт
и
Аь\аАн\а.
Jm
уЯШР/Л
и
ы-
gif
Г*
и
<\аЛ\а.
h ««
6
с»
h[\L
§>■
7
DHa
при г*>2г<,
1.*
О.
М
FH
*г\ П
jp
6
9;
и
Тя
рхУ-
Щ
'W
16
{АА^1ь,Ь,) а.
ЙГ”
uItI J /rSkfTl
ач_М
—
щ
Чрл!
■*""4
Схемы передач даны только с цилиндрическими колесами, для некоторых из них в случае необходимости можно найти эквивалентную схему с коническими колесами при неизменных кинематических свойствах.
В табл. 1 индекс 2_А обозначает передачу с двумя внешними зацеплениями, индекс 7Г7 — передачу с внешним и внутренним зацеплением (двухступенчатую), индекс AI — соответственно одноступенчатую.
В табл. 2 индекс А (Л) Л обозначает две передачи с внешним зацеплением, у которых сателлиты обеих ступеней сцеплены между собой, а индекс Ат — добавочную передачу, замыкаемую тормозом.
В табл. 3 индекс или Н_ обозначает замыкание планетарной пере дачи через обычную передачу на водило, знак плюс при положительном знаке замыкающей передачи, а при отрицательном знаке — знак минус. Индекс С+ или С_ обозначает замыкание на одно из солнечны^ колес. Индекс Т/ -JT
С-С
обозначает замы
рис. |5 кание Л/ и Л/передач че
рез их же солнечные колеса. Можно получить большое количество планетарных схем, составленных из различных комбинаций ЛЛ, Л/ и II передач.
По классификации проф. В. Н. Кудрявцева центральные солнечные колеса обозначаются буквой /(, а водило, как и обычно, буквой Н.
Так, например, схемы планетарных передач по рис. 4 следует обозначить 2К — Я, а по рис. 6 — ЗК-
Передачи по рис. 6 д и е составлены из двух передач 2К—Я.
Передача по рис. 7 обозначается К—Я—V. Эта передача получается из планетарной передача К—Я путем добавления третьего соосного вала V. Угловая скорость этого вала равна угловой скорости сателлита благодаря передаче W, в качестве которой использован механизм параллельных кривошипов, связывающих между собой сателлит а и основной вал V. Впервые эти передачи созданы фирмой Simens-Sehuckert-Werke (SSW).
В передаче 2К—V (рис. 15) американской фирмы Sier-Bath (SB) в качестве механизма W используется-мех-анизм нараллельных кривошипов, на каждом из которых закреплено зубчатые колесо g, сцепляющееся с центральным колесом с.
Замкнутые планетарные передачи обозначаются индексами выходных валов, например с—I (рис. 8).
Классификация проф. Н. Ф. Руденко является несколько более сложной, но в то же время более точно характеризует планетарную передачу. Классификация проф. В. Н. Кудрявцева является более простой и более общей, но обозначение 2К—Я, например, не раскрывает еще полностью схему передачи, а именно, какое в ней применено зацепление колес: внешнее или внутреннее.
В 1976 г. появились рекомендации Госстандарта СССР «Планетарные зубчатые передачи с нерегулируемым передаточным отношением», разработанные под руководством проф. В. Н. Кудрявцева.
В этих рекомендациях применена другая индексация звеньев и кинематических схем планетарных передач (табл. 4) по сравнению
с упомянутыми классификациями. В рекомендациях ГОСТа отсутствуют недостатки прежней классификации проф. В. Н. Кудрявцева, и по смыслу обозначения различных схем планетарных передач она напоминает классификацию проф. Н. Ф. Руденко.
Так как рекомендации ГОСТа, появившиеся сравнительно недавно, не нашли еще большого распространения в научно-технической литературе [20] и не применимы для некоторых видов планетарных передач (например, бипланетарных [32]), то в дальнейшем в основном будем пользоваться первыми двумя классификациями, которые дополняют друг друга и широко применяются в известных публикациях по планетарным передачам.
§ 3. КИНЕМАТИКА ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
В результате наличия подвижных осей передаточное число планетарных передач не может быть найдено простым отношением чисел эубьев или радиусов ецепляющихся колес, как это имеет место для обычных передач с неподвижными осями.
Для получения передаточных чисел планетарных передач применяют три известных метода: 1) метод останова водила (метод Виллиса) и превращение планетарной передачи в простую с неподвижными осями; 2) метод разложения сложного движения на простые (правило Свампа); 3) графо-аналитический метод (способ мгновенных центров). Отметим, что наиболее широко применяется метод Виллиса.
Все эти методы известны, достаточно широко освещены в научно-технической литературе и поэтому в данной работе не излагаются.
Все упомянутые методы кинематического исследования планетарных передач основаны на следующем положении.
Скорость любого звена планетарной передачи можно выразить через скорость другого звена, сложенную с их относительной скоростью
Па^Пь+Hab, (1)
где па — абсолютная угловая скорость звена а; пь — абсолютная угловая скорость звена Ь\ паЬ — угловая скорость звена а относительно звена Ь.
Это положение основано на теореме о сложении скоростей при сложном относительном движении, которую можно распространить и на простые движения плоских фигур.
Такое разложение скорости необходимо для того, чтобы в относительном, движении звеньев выразить скорости через их размеры (радиусы или числа зубьев).
При буквенных обозначениях передаточных отношений, связывающих относительные угловые скорости двух звеньев, помимо двух индексов внизу, соответствующих обозначениям этих звеньев и определяющих направление силового потока в передаче (от ведущего звена к ведомому), ставится также индекс вверху. Последний соответствует обозначению звена, относительно которого взяты угловые скорости, например
и0Ь =
аЬ ~
И т.
иЬа
(2)
Следует отметить, что при остановленном водиле планетарная передача превращается в обычную передачу с неподвижными осями
с передаточным числом и"ь (ы — •
10


Передаточному отношению присваивается знак плюс, если угловые скорости связываемых им звеньев имеют одинаковое направление, и знак минус, если они противоположны.
Согласно формуле проф. К. Куцбаха передаточное отношение любой простой планетарной передачи получается вычитанием из еди-
Рис. 16
ницы передаточного отношения передачи непланетарной (при остановленном водиле), составленной из тех же самых колес. Если применить общеизвестную формулу Виллиса к любой передаче по рис. 4, со — (i)w
то получим ■■ С8 и%ь или после преобразований получим
следующую формулу передаточного числа для любых простых планетарных передач типа 2К—Н:
1 “«2». 1/ (3)
Равенство (3) легко запомнить, если обратить внимание на то, что для получения расположения индексов при и в правой части надо поменять местами верхний и второй нижний индексы при и в левой части.
Учитывая это замечание, найдем, что
Таблица 5
Рис. 17
Тип передачи
Неподвижно
основное
звено
Передаточное отношение
2К—Н
Ь
..Ь 1 ..// . ..ь 1 иаН — 1 иаЬ< иНа ~ ъ иаН
а
иЪН ~ 1 иЬа' иНЬ “
иЬН
K—H—V
Ь
- 1
u»v 1 _иЯ
1 иаЪ
V
V 1
“н>= 1_„« 1 иЬа
ЗК
(рис. 6, б, 4) (рис. 6, б, 7)
ь
1 —иН
иь = 1 аЬ
ае 1 — ин 1 иеЬ
»
1 -иН
е ае
иаЬ . н
1~иы
С —I
—
; . .+«&. где и® = иьсаиа1\ ц* = иасЬиы
Частоты вращения любого из трех соосных валов простой планетарной передачи, выраженные через частоту вращения двух других валов, будут определяться следующими зависимостями:
TIq Uafitlfi "I" Uabtlb* Пь = иьнПн -f ЧьаПа, Пн = инаПа +
(4)
Передаточное отношение планетарных передач ЗК определяется по следующим формулам:
пли
и* = иь„ии
1 —и
аЬ
аН Hi
U
Ъ
ас
*
г%г
(5)
(6)
В табл. 5 приведены формулы для определения передаточных отношений простых планетарных передач.
Для бипланетарной передачи, составленной из основного планетарного механизма и сателлитного планетарною ряда, формула передаточного отношения (рис. 10, б) запишется в следующем виде [32].:
и
ь
аН
1 + idi. (1 +-£*Л.
^ гаг, \ т ге /
(7)
Для фрикционных планетарных передач представленные формулы
должны быть выражены через радиусы тел качения.
Из ранее перечисленных методов кинематического исследования планетарных передач достаточно простым и наиболее наглядным является графо-аналитический метод. В основе этого метода лежит построение планов линейных и угловых скоростей или частот вращения звеньев механизма.
Не останавливаясь на данном методе подробно, приведем несколько примеров построения планов скоростей для планетарных передач промышленного значения [21 ].
Рио. 18
На рис. 16 показана AI передача (редуктор Джемса) при остановленном водиле.
На рис. 17 представлен план скоростей для этой же передачи при неподвижном центральном колесе d.
На рис. 18 дан план скоростей передачи /П при освобождении колеса d, г. е. для дифференциальной передачи, причем
». - ТГ ". - (1 + тг) п“ —«Л + ('1 - <й) *. I- 18)
На рис. 19 показан план скоростей для одноступенчатого планетарного редуктора (AI передача) при остановленном центральном колесе d.
План скоростей передачи II при неподвижном центральном колесе а изображен на рис. 20 (редуктор завода «Пекрун»).
На рис. 21 дан план скоростей передачи А А (редуктор монаха Давида *) при неподвижном центральном колесе а.  11 Изобретен в 1791 г. монахом Давидом.
11


Схема и план скоростей для замкнутой планетарной передачи при ведомом водиле Н показаны на рис. 22. Передаточное отноше- ние передачи равно
(9)
На рис. 23 показан график зависимости величин передаточных отношений передач 2К—Н и K—H—V:
Для дифференциала привода задних колес автомобиля (рис. 24) частота вращения водила равна
пн — 0,5 (па п4), (10)
а угловая скорость колеса а относительно водила равна
па — ПН — 0,5 (па — пл). (11)
Если nd *= 0, то па — 2пн, т. е. колесо а вращается в 2 раза быстрее водила Н. Если пн — 0, то па — — па, т. е. при неподвижном водиле колеса могут вращаться только в противоположные стороны с равными угловыми скоростями.
Г\
■6
^ fs-
н н.
Ряс. 24
Ряс. 25
ционных редукторов с самозатягиванием по наружным и внутренним кольцам соответственно. Однако при всей простоте конструкции эти редукторы имеют очень низкий КПД и потери на трение в них намного больше, чем в любой другой передаче [14 ]. Отклонения действи-
А-А
В последнее время стали применяться шариковые планетарные редукторы для небольших мощностей с использованием серийных шарикоподшипников. Принцип работы любого подшипника качения эквивалентен принципу работы планетарной передачи 2К—И с тремя соосными валами (рис. 25), в которой центральными колесами являются внутреннее и внешнее кольца, а водилом — сеператор.
Сдваивание подшипников качения позволяет получить более сложные схемы замкнутых механизмов.
В конструкциях редукторов с механизмом самозатягивания во время работы создается автоматическое прижатие фрикционных пар.. На рис. 26 и 27 приведены примеры шариковых планетарно-фрик-
Ск-н-v)
Рис. 23
тельной величины передаточного отношения от теоретической значительны, так как на нее оказывают большое влияние люфты, деформации и другие факторы. Их масса примерно в 5 раз больше массы соответствующих зубчатых редукторов. Применение подшипниковых редукторов возможно в неответственных и в не силовых приводах прерывного действия.
Ряс. 27
12


$ 4. УСИЛИЯ, МОМЕНТЫ и мощности, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧАХ
На рис. 28 показаны усилия, действующие на звенья в AI (одноступенчатая) передаче.
При неподвижном колесе d и ведущем солнечном колесе а передаточное отношение равно
, д *а ~Ь *d
«И га
>0.
Водило Н вращается в ту же сторону, что и колесо а. Окружные усилия, действующие в зацеплении, равны друг другу:
Ра
= Ра
= рл^р'а = рь=рн =
2 РСн
Моменты, действующие на основные звенья передачи, соответственно равны:
Ма — Pgfq — Pfi?a*
Md “ РлТд “ Рнгd<
м„ «= — 2 Рц(га + Гь) =— Р Н ira + гй)-
Отношения моментов равны:
Рис. 28
Мд _ РНГд _ Г а . Мн —PjiC'a + 'd) ra ~h rd
Md __ Р HTd rd .
МН — PH('o+rd) ra + rd’
Мд Гд
W - 77 •
(12)
Формулы (12) справедливы как для планетарных, так к для дифференциальных передач в предположении равномерного вращения звеньев.
Отношение любых двух моментов на соосных валах не зависит от того, является ли данная передача простой, планетарной или дифференциальной. Это положение справедливо для любых схем планетарных и дифференциальных передач с тремя или четырьмя соосными валами (при свободно вращающемся водиле).
Рассмотрим зависимость между моментами в простой планетарной или дифференциальной передаче с тремя соосными валами.
1 случай. Колесо а — ведущее, водило Н — ведомое, колесо d — неподвижное. Передаваемая мощность N равна
Na = N; = —N; Na NH\
Mjlg = МНПН\
Mg _ Пн a _
Мн Пд
(13)
И случай. Колесо a — неподвижно, колесо i — ведущее, водило Н — ведомое. Отношение моментов равно
Md _ пн _ 1 (14)
Мн nd udH "
III случай. Обычная передача с неподвижными осями пн = 0
Мд _ Пд Мд ~ Пд
kgd
(15)
Решая совместно (13), (14) и (15), получим Мд-=--1-Мн^-и%0Мн;
иаН
Md~--jrMH иаНдМн;
Нин
Ма 4- Мд
Мн Мн
иаН
“dH
Для трехзвенного планетарного механизма при установившемся движении будем иметь
2 М «= 0 или Ма -+- Мд + Мн = 0, (16)
т. е. сумма моментов внешних сил, действующих на основные соосные валы в планетарных передачах с тремя соосными валами, равна
нулю.
Уравнение (16), впервые предложенное Доббелером
_/С
^\ь
At J
• p"
для определения вращающих
> r 1—
it/ J
моментов в планетарных пе¬
редачах, легло в основу статики во всех работах, по¬
f ч*
>ra\
M
4" "
священных этому вопросу.
Если считать, что потери на трение в механизме от-
°ad
Рис. 29
сутствуют, то алгебраическая сумма мощностей, подводимых к его звеньям, должна быть равна нулю, т. е.
Na + Ng + Nn-0 (17)
или
Ngti. -f- МдПд -f мнпн = 0. (18)
Мощность любой вращающейся системы, в частности планетарной передачи, определяется произведением Мп.
Согласно 114] равенство (18) справедливо и при учете потерь на трение, но в том случае, если можно пренебречь моментами трения в неподвижных опорах планетарного механизма.
В любой передаче Мп и соответственно Pv остаются постоянными (если не принимать во внимание потери на трение). Из этого следует, что значения v и п дают одновременно обратные величины окружных усилий Р и вращающих моментов Л1.
На рис. 29 дана схема АА — передачи с неподвижным колесом а, сателлитами b и с и ведомым колесом d. Ведущим является водило Н. Для любой схемы простой планетарной передачи с тремя соосными валами можно построить рычаг сил с точкой вращения вокруг неподвижного колеса а.
Обозначим окружное усилие в оси сателлитов через Рн и окружное усилие на ведомом колесе d через Pd. Эти оба усилия, как следует из рис. 29, по закону рычага должны уравновешиваться реакцией Ра неподвижного колеса а. Усилие Ра является равнодействующей усилий Рн Рд, а по абсолютной величине равно разности их, так как усилия Рн и Рд направлены в разные стороны.
По закону рычага получим
(19)
p‘-p«{'.-'. ')•
(20)
Если же в АА передаче неподвижное солнечное колесо а (рис. 30) будет больше ведомого колеса d, то реакция со стороны неподвижного колеса ра по абсолютной величине будет равна сумме Рн и Рд. Усилия Ра и Рд в этом случае будут равны
D D rb
Гд-rg ’
(21)
e Ph “b
(22)
где Рн — окружное усилие водила.
Для случая II передачи (рис. 31), если неподвижным является колесо а, окружные усилия Рн и Рй будут равны
ГЬ
н~гГ->
Р* “ Рн + Pdf
т. е. по уравнению (22).
В случае, если в II передаче неподвижное колесо а больше ведомого d (рис. 32), то окружные усилия Pd и Ра будут равны
Рд-Рн
Для AI передачи одноступенчатой (рис. 33) при ведущем солнечном колесе а и ведомом водиле Н окружное усилие равно
Рн~2Ра=*2Рд, (23)
так как Рд = Рд.
Для AJ передачи двухступенчатой (рис. 34) при ведущем солнечном колесе d и ведомом — водиле Н усилия Ра и Рд будут равны
Рн
р»'
a rd + rc .
Рн-Pd-
(24)
Для определения окружного усилия ведущего звена необходимо крутящий момент ведущего вала разделить на радиус ведущего
13


звена. По вычисленному Рd согласно приведенным формулам определяются усилия Рн и Ра.
При определении окружных усилий без учета потерь на трение, как в данных примерах, можно пользоваться планами скоростей,
так как при постоянной передаваемой мощности произведение Pv = const.
В уточненных расчетах необходимо учитывать силы трения, действующие в передаче, а также углы зацепления. Силы трения согласно общему положению определяются по рис. 35, где
R~ смМ-рГ Т~Р"*<“ + '»•
Подробнее см. работы [1 и 2]. Условия равновесия планетарного механизма с плавающими центральными колесами рассмотрены в работе [15]. Вопросы расчета динамики планетарных механизмов, которые особенно важны для высокоскоростных передач с точки зрения снижения их виброактивности, подробно изложены в работе [25].
§ 5. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
Потери в планетарных механизмах, так же как и во всех других передачах, складываются из потерь в зацеплениях, в подшипниках неподвижных опор и сателлитов и гидравлических потерь, идущих на разбрызгивание масла.
Из всех перечисленных потерь достаточно точно можно определить потери в зацеплениях. Достаточно трудно определить гидравлические потери, которые достигают больших величин при больших угловых скоростях водила. Для их определения имеются лишь отдельные экспериментальные данные.
Наличие подвижных осей в планетарных механизмах накладывает на определение КПД целый ряд особенностей. По сравнению с другими передачами с неподвижными осями КПД планетарных механизмов меняются в широких пределах.
Есть целый ряд планетарных передач, КПД которых превышает значение КПД для обычных механизмов с тем же передаточным числом.
С другой стороны, конструктору надо знать, что существуют планетарные передачи, КПД которых настолько мал, что практическое применение таких передач, как силовых, становится невозможным.
Как и для простой передачи, КПД планетарной передачи определяется по формуле
п= 1-4= (25)
/v вш
где ф — коэффициент потерь; NTp — мощность, идущая на преодоление потерь на трение в механизме (зубчатые передачи и подшипники) и потерь на сопротивление среды (размешивание и разбрызгивание масла); NBlll — мощность на ведущих валах.
Так как в кинематических парах при движении звеньев механизма всегда будут потери мощности на преодоление сил трения, то ц Ф 1, т. е. ф Ф 0.
Если т) = 0, а ф = 1, то вся передаваемая мощность движущих сил тратится на преодоление сил трения в кинематических парах. В этом случае ведомое звено будет находиться в состоянии покоя при наличии движения всех остальных звеньев механизма (двухступенчатая планетарная передача с = 1).
Если т] < 0, то механизм не может прийти в движение, т. е. он превращается в неподвижное звено [26]. Однако если ведомое звено сделать ведущим, то механизм придет в движение и его КПД будет больше нуля. Такие механизмы называются самотормозящими.
Для определения КПД планетарных передач существует несколько различных методов, достаточно подробно описанных в литературе 114, 21, 26] и т. д. Наиболее распространенным из них является метод обращения движения (останова водила), применяемый для анализа кинематики, когда планетарная передача превращается в простую путем останова водила и сообщения всем звеньям дополнительной угловой скорости этого водила в противоположном направлении. Тогда величина КПД планетарной передачи выражается через КПД простой передачи при г\ = г\н и ф = фя.
Не останавливаясь подробно на теории и методах по определению КПД различных планетарных механизмов, приведем формулы, графики и таблицы для определения КПД различных схем планетарных передач.
На рис. 36 [211 даны кривые КПД (т)) простой планетарной передачи с одним неподвижным колесом (АА) в функции от передаточного отношения для случая, когда колесо а является ведущим, а водило Н — ведомым (КПД обычной передачи т) равен 0,9).
На рис. 37 даны кривые КПД такой же планетарной передачи, когда водило Н является ведущим, а колесо а ведомым. Самотормо¬
жение здесь отсутствует, так как величина ц становится^равной нулю при и:]Л = 0 (на рис. 37 КПД обычной передачи т) принят равным 0,9).
Формулы для определения КПД планетарных передач т) приведены в табл. 6.
Таблица 6
Ведущее
эвено
Коэффициент полезного действия планетарных передач при значениях передаточного отношения
0' “пл “ 1
для всех остальных значений ипл
Центральное колесо а
л = 'г^г11“1Г(1““пл)]
Й=-^-(1-Ч(1-«пл)]
Ыпл
Водило Н
л Ыпл
1 — Ч (1 — ипл)
Г Ипл
Ч= 1
1 ^-(1-«пл)
Во всех формулах для КПД ипл обозначает передаточное отношение планетарной передачи, т. е. передаточное отношение между колесом а и води л ом Н (независимо от того, является ли ведущим колесо а или водило Н).
Если ведущим будет колесо а, то КПД планетарной передачи будет выше обычной при 0 < иИай < 1, когда u"d < Tjqrf и ПРИ
всех прочих значениях u^d (передаточное отношение обычной передачи, составленной из тех же колес), когда u^d < 0.
Если ведущим будет водило Я, то КПД планетарной передачи будет выше обычной зубчатой при 0 < Uad <1, когда < ^pjrp
и при всех прочих значениях u%d, когда Uad будет иметь отрицательное значение.
Таким образом, область для u^d между 0,5 и 1,618 в случае планетарной передачи имеет более низкий КПД, чем для обычной передачи (рис. 38) [21].
Если обозначить отношение = у, то будем иметь
Лга
Ng _ Мд (По — пн) Nq Mafia
1 -<а =
*ad
C-i
(26)
где Ng так называемая мощность в зацеплении (потенциальная мощность) колеса а;
Н"а=Ма{п0-Пн),
(27)
14


Ма — момент на колесе а\ Na — мощность на колесе а (мощность двигателя).
Коэффициент у показывает, какую часть действительной передаваемой мощности Na составляет мощность в зацеплении N”, по которой производится расчет на прочность колес и определение потерь на трение.
Из рис. 39 даны кривые у = f (и%а)- Рассмотрим два случая.
Первый случай: Uad 0.
В этом случае при u^d < 1 коэффициент у < 0 и мощности Na и Nа противоположны по знаку, следовательно, если колесо а в планетарной передача ведущее, то при остановленном водиле
и”*ш1-и»ай
Ведущее колесо а; КПД планетарного механизма Выше КПД обычного зубчатого
Ведущее звено водило-, КПД планетарного механизма выше КПД обычного зубчатого
Невозможна передача в планетарном меха - низме9 в котором колесо а ведущее (самоторможение)
Рис. 38
оно является ведомым. При изменении Uad от 0 до 1 коэффициент у меняется от 0 до —оо.
Если u^d > 1» то у > 0, и колесо а будет ведомым или ведущим как в планетарной, так и в обычной передачах. Если u^d приближается к единице, оставаясь больше ее, то у растет до +оо.
Получение больших передаточных отношений связано с большими абсолютными значениями коэффициента у или большим значением мощности в зацеплении, значительно превышающей (во много раз) передаваемую планетарной передачей мощность, что ведет к низкому КПД.
Второй случай: Uad 0*
В этом случае у > 0 и знаки Na и Na одинаковы, колесо а будет ведомым или ведущим как при движущемся, так и при неподвижном водиле. При u^d < 0 коэффициент у всегда меньше единицы, т. е. мощность зацепления меньше передаваемой (выгодный для практики случай). При увеличении u%d коэффициент у приближается к единице.
Термин потенциальная мощность, или мощность в зацеплении, впервые был введен американским ученым проф. Бакингэмом, который применил его к произведению окружных усилий и относительных скоростей, а именно: произведение окружного усилия на скорость точек зацепления сателлитов (относительная линейная скорость сателлитов по отношению к мысленно остановленному во¬
дилу), носит название (по Бакингэму) потенциальной мощности планетарных передач. Потери на трение, КПД, а также прочностные размеры колес определяют, как уже указывалось, исходя из потенциальной мощности, которая в некоторых планетарных передачах (рис. 39) может быть значительно выше передаваемой. Так как потенциальная мощность равна
N = Pv = NH
/¥пот 1 vOTH »
(28)
то при проектировании планетарных передач необходимо стремиться к возможно меньшей величине относительной скорости сателлитов, чего вполне можно достичь в замкнутых планетарных передачах даже при большем передаточном отношении. Если известна потенциальная мощность, то потери на трение будут
Я = ЛГгютф. (29)
КПД планетарной передачи равен
- Ng
л = Na + R •
(30)
Планетарные передачи отличаются от обычных зубчатых тем, что в них некоторые колеса имеют сложное вращение, складывающееся из относительного (вращение вокруг своей оси) и переносного (вращение вместе с води- лом). Следовательно, относительные скорости на начальных ок- Рис 39
ружностях колес могут быть значительно выше абсолютных скоростей, и при тех же действующих окружных усилиях, что в передаче с неподвижными осями, мощность, развиваемая при зацеплении, может быть во много раз больше передаваемой.
В кинематическом отношении замкнутые планетарные передачи практически не уступают передачам, составленным из последовательно соединенных простых планетарных механизмов. Одйако при определенных условиях в замкнутой цепи некоторых планетарных передач может происходить циркуляция мощности, что приводит к снижению КПД.
Циркулирующая мощность возникает в замкнутых контурах передачи вследствие несогласованного направления вращения основных звеньев дифференциального ряда, т. е. в результате натяга замыкающей кинематической цепи внешними или внутренними силами при обязательном условии, что ее ветви будут передавать на основной вал механизма моменты разных знаков [14].
Натяжение замыкающей кинематической цепи создает в зацеплении зубчатых колес окружные усилия Р, которые при окружных скоростях v движения этих колес приводят в некоторых случаях к возникновению циркулирующей (возвращаемой) мощности, т. е.
N?-Pv. (31)
Величина этой мощности может быть незначительной, а в отдельных случаях во много раз превосходить подводимую.
Полная мощность в зацеплении (потенциальная мощность) суммируется из циркулирующей мощности и из передаваемой мощности от внешних сил.
В любом случае потенциальная мощность NH есть результат не действительного движения, а движения обкатки, осуществляемого сателлитами по центральным колесам и, как уже упоминалось, представляет собой произведение окружного усилия на относительную скорость (фактическую скорость в зацеплении).
Эта мощность является расчетной при проектировании зубчатых колес планетарных передач. Нерациональность схем планетарных передач, имеющих циркулирующую мощность, объясняется возникновением больших потерь на трение в зацеплении, а следовательно, низкого КПД.
На рис. 40 даны кривые r\Ha = f (и^й) при г\ = 0,94 (г\На будет тем меньше, чем больше абсолютная величина у). Колесо а — ведущее (Na > 0). Ведомое звено — водило Я. Данный случай чаще всего встречается в планетарных передачах с ^<0:
a) y<°; [i>C>°];
N'
Y =
<0.
Так как Nа > 0, то Na < 0 и солнечное колесо а при неподвижном водиле является ведомым.
Если 1\ad > л. КПД планетарной передачи цан < 0, передача будет самотормозящей.
Условие самоторможения следующее:
1 - “ая > Л или и1н <1 “ Л-
При т) = 0,94 передача будет самотормозящей, если иаан < 0,06:
б) 	у>0; [<„<0 и ы" > 1];
У
Nна N„
>0.
Так как в этом случае N0 > 0, то и N„ > 0 или колесо а является ведущим при неподвижном водиле Н.
Самоторможение в данном случае будет при условии
1 < <_!_.
^ аа • ||
В табл. 7 даны формулы для определения КПД (л) простых планетарных передач с тремя соосными валами.
На рис. 41 даны кривые л н — f Шал) при л = 0,94 для значений Uad в интервале от 0 до 2. При приближении Uad к единице, т. е. при u^d > 0, КПД резко падает. Значения КПД планетарных передач при передаче от водила к колесу выше, чем при обратной передаче.
Большие передаточные отношения планетарных передач и%а при u^d > 0 связаны с низким КПД передачи.
График (рис. 41) лан = 1 (Uad) Дан для передаточных отношений Uad в интервале от —7 до -J-7.
15


Таблица?
Ведущее авено
“arf < 0 ■ uai > 1 (* > l>
1 > Ugd > 0 (V > 0)
Водило И Na< 0
ttaH
'Itfa** 1 j ч “
*+т
“а Н
1-Ьч(Ивд — 1)
1 1
1 - •)«"
1 + п(«2я-1)
<н + 1-1
Колесо о N.> 0
.1, ■
<, ■ 4—
" I—й
~ Ч (»-<&)
КПД планетарных передач с <0 всегда больше, чем передача С Uad > 0.
Приведенные в табл. 7 формулы для определения КПД планетарных механизмов пригодны и для передач К—Н—V, в которых вместо индекса а надо поставить индекс V. Если в планетарном механизме неподвижно звено а, то в формулах надо поменять местами индексы а и d.
Общий метод по определению КПД простых планетарных передач заключается в следующем: по плану скоростей определяют относительные скорости в зацеплениях, которые умножают на соот-
0(98
\
'Щ
\
ojh
т
0J91
Wo
0,88
0,86
№
0,81
0,80
-7 -6 S -«■ -7 -2 -1 0 1 2 3 4 5 6 7ин„н
s 7 6 5 ц. г 1 о -1 -г -ъ -ч- ~5 -бш,ааи
0,125 0,143 0)67Ц200,t6 0,34 6,50 0 -0,1 ~0,50-0^4-0^5-0,г0-0)7и.%а
Рае. 41
ветствующие окружные усилия, в результате- чего получаются пои тенциальные мощности или мощности в зацеплениях. Потери на трение в зацеплениях являются функцией потенциальных мощностей. Их можно принимать для каждого зацепления порядка 2—3%. Из рис. 42 имеем
NT - МАИ')**
N™ -P0(DD')Kv.
(32)
Потери на трение равны
Rcm^N"0*.
Коэффициент полезного действия равен
РВ №') Ку
л“ Pb(BB')Kv + R ’
(33)
где Ку — масштабный коэффициент.
На рис. 43 представлен график для ориентировочного определения КПД передачи 2К—Н (II) при опорах трения качения.
Формулы для определения КПД передач К—Н—V при гь — — га — 1 приведены в табл. 8, где =* 1 — т\%ь.
Таблица 8
Ведщес
^вено
Неподвижнее звенья
Нейтральное колесо Ь
Звено 1
И
i-V*
V или Ь
П VH “ 1 ~~ гЬ$Н
V 1—гь^
1_у/
Для ..стандартного . 20: градусного зацепления
¥»-2,3f (-1-*-£■); (34)
для 30-градусного зацепления
(34а)
где / — коэффициент трения равен 0,005—0,10.
Для тяжелонагруженных передач и кратковременной работы (2К—Н, ЗК) / =* 0,1 --0,2.
В формуле (34) плюс для внешнего зацепления, а минус для внутреннего.
Примерные значения коэффициента потерь [14] для опор на подшипниках качения фн = 0,03-7-0,06.
В табл. 9 и 10 приведены формулы для определения КПД передач 2К—Н и ЗК соответственно [11, 14].
На рис. 44 представлен график для определения ориентировочных значений КПД передач ЗК (рис. 6) с учетом потерь на трение в зацеплениях и подшипниках трения качения при ведущем центральном колесе а.
В табл. 11 приведены формулы [14] для определения КПД дифференциалов, полученных из планетарного механизма 2К—Н при ин < 0.
Формулы для определения КПД замкнутых планетарных передач с—1 представлены в работах [14 и 21 ].
В табл. 12 приведены кинематические схемы двухрядных планетарных передач, которые могут быть применены в качестве редукторов приводов [11 ], а в табл. 13 — схемы с шестью центральными цилиндрическими колесами, которые можно рекомендовать для силовых редукторов различных приводов с и > 60-г70. Конструктивный параметр рг определяется аналогично ру н р* табл. 13.
16


Таблица 9
2 Руденко В. Н.
17


Таблица 10
Таблица 11
Таблица 13
основные званья
КПД
Основные
звенья
кпд
ведомое
ведущее
ведомое
ведущее
я
а и Ь
I S _ с
II 1 =■ *в
LJ
Ъ и Я
а
*1 = 1- па~пн
L"
Па
а и b
И
1 («аб — !)«//
Я и а
Л = 1 —
ь
«1 = 1 — пь~пн
а
Ь и Я
I па~пн 1
1 па 1
\уЬН
Ф»
Я и а
Ъ
ПЬ
т
Таблица 12
Кинематическая схема
Формула определения передаточного отношения
Ориенти¬
ровочное
значение
КПД
Величина
циркули¬
рующей
мощности N
Pv
I bj ьг ь.
Н, нг Н}
ПШ1
С
ис\ = — l(Pl + 1) (Ра + 0 X X (Рз+ 1) — 1]
af *г
0,90
плЗ1
Hd = Ps (Pi + 1) (Ра + 1) + 1
0,88
0t2N
Ш
¥U1
ucl = — (Pa + 0 (Pi + P1P2 + P2)
0,90
Я
Lful
“cl = Ps {Pi + PiPa + Pa)
0,90
1J
n3
uc\ = (Рз 4- 0 (Pi 4- P1P2 + О
0,88
Ш
«d = — Рз (Pi + P1P2 + О
0,88
0,2 N
0,2 N
Ш
1л,
Uc\ = (Ps + О (P2 + P1P2 + 1)
0,90
Ш
Jil
G
“el = — Ps (Pi + PlPi + П
0,90
two
Ш,
Uc\ = (Рз + U (Pi + P1P2) + *
0,90
LFl
Ucl = — [(Рз 4* О (P2 + P1P2) 4* 1]
0,90
18


Продолжение табл. 13
Таблица И
Продолжение табл. 14
§ 6. ВЫБОР ТИПА ПЛАНЕТАРНЫХ МЕХАНИЗМОВ И СРАВНЕНИЕ ИХ ГАБАРИТНЫХ РАЗМЕРОВ С ДРУГИМИ ВИДАМИ ПЕРЕДАЧ
Разнообразие схем планетарных механизмов, обладающих широкими возможностями в отношении передаточных чисел, КПД, габаритов, массы и т. д., объясняет необходимость рассмотрения вопросов выбора типа пленетарных передач и их сравнительный анализ.
Остановимся на некоторых моментах этой важной проблемы. В табл. 14 [5, 14] приведены основные схемы наиболее часто применяемых планетарных передач и их основные характеристики*
Минимальными габаритом и массой обладают одно- и двухступенчатые передачи 2К—Н с внешним и внутренним зацеплением (схемы I и II). Эти передачи могут применяться для мощностей,
Тип передачи
Передача
Ориентировочные значения
Примечание
интервала
абсолютных
величин
передаточных
отношений
кпд
Максимальных величин мощности в кВТ
1
см
1 ^
Е
LГуь
1,14—9
1—17
0,97—0,99
Не ограничиваются
Используются В мощных и маломощных приводах при любых режимах работы
1—2
При ©а = 0 (или (йь = 0) и опорах качения г) 0,98. При опорах трения скольжения
& 0,95-5-0,96
о
8
V
«а
S:
Используются в основном в качестве дифференциала. Величина ф* = 0,03-т-0,05 при опорах качения и фЯ = 0,4-*- ч-0,07 при опорах скольжения
ш
JtL
r=i
Начиная от —1,2, величина и может доходить до нескольких тысяч
Падает с ростом [и\ (рис. 40)
S
V
1ч
=5
Рекомендуется применению в основном в несило- выХ приводах. При ведомом водиле, начиная с некоторых значений |и|, неизбежно самоторможение
Наиболее рациональная конструкция при и в интервале 30— 100. В маломощных приводах и достигает 1700
Падает с ростом \и\ (рис. 43)
О
ч*
V
%
Рекомендуется для кратковременно работающих приводов. Масса и габариты больше, чем в передаче VII. При ведомом водиле, начиная с некоторых значений |и|, неизбежно самоторможение
1
1
Lr
7—71
о
00
1
о
2
001 >/v
Имеет малые габариты, отличается плавной и бесшумной работой
со
Ч
v
С.
X)
с
с
S
Передача
н
ШГ
Ориентировочные значения
Примечание
интервала
абсолютных
величин
передаточных
отношений
КПД
максимальных величин мощности в кВТ
Наиболее рациональная конструкция при и в интервале 20— 100. При незначительной мощности величина и может достигать 500 или больших значений
Падает с ростом \и\ (рис. 44)
N < 130
Наиболее рациональным является применение в кратковременно работающих приводах. Передача очень компактна. При ведомом колесе а, начиная с некоторого значения |ир|, неизбежно самоторможение
Используется в
мощных и мало¬
к
мощных приводах
при любых режи¬
СО
Й
мах работы. Если
§
в передаче VI11
10—60
0,94—0,98
S
велики центробеж¬
1
ные силы, дейст¬
U
о
вующие на опоры
сателлитов, то сле¬
X
дует воспользо¬
ваться передачами
IX и X
начиная от ничтожно малых величин и кончая мощностями порядка нескольких тысяч киловатт. Возможность использования передач AI при таких больших мощностях обуславливается незначительными потерями на трение в этих передачах.
Планетарные передачи А А с двумя внешними зацеплениями (схема IV, табл. 14) отличаются пониженным КПД, большими габаритами и массой. Механизмы 2К—Н с двумя внутренними зацеплениями (схема V) компактны и могут быть успешно использованы для кратковременно работающих приводов. При высоких передаточных отношениях применение этих редукторов нецелесообразно, так как они имеют пониженное значение КПД.
При выборе типа привода необходимо учитывать, что планетарные передачи требуют большей тщательности изготовления по сравнению с зубчатыми передачами. За исключением AI передачи, планетарные механизмы имеют большое количество деталей. Сборка их сложнее, а осмотр менее удобен. Отсюда следует, что применение планетарных передач в тех случаях, когда нет ограничений в габаритах и массе, может быть оправдано в основном только специальными требованиями, которым не могут удовлетворить простые зубчатые передачи с неподвижными осями, как, например, возможность плавного переключения скорости, необходимость осуществления привода от нескольких двигателей и т. д.
19


Передача К—Я—V наиболее часто применяется с цевочным зацеплением и механизмом параллельных кривошипов. Передача компактна и имеет небольшую массу. Производство надежных в работе редукторов К—Я—V может быть обеспечено только при наличии специальных инструментов и приспособлений высокой точности и при весьма совершенной термической обработке.
Согласно [5] по данным Г. В. Сигова приведенный удельный вес этих передач, взятый как отношение веса передачи к передаваемому крутящему моменту на выходном валу, составляет 8— 10 г/кгс см (0,8—1 Н/Н-м), в то время как другие планетарные, обычные и червячные передачи имеют удельный вес от 15 до 50 г/кгс-см (1,5—5 Н/Нм).
Передачи ЗК компактны и позволяют получить высокое передаточное число (порядка нескольких тысяч). Вместе с тем потери в передаче ЗК больше, чем в передаче с тем же ы, но составленной из простых ^передач с цилиндрическими зубчатыми колесами или из передач AI и II (схемы VIII—X). В связи с этим передачи ЗК не приемлемы для силовых передач, предназначенных для многочасовой ежесуточной работы. Кроме того, необходимо учитывать, что конструкция передач ЗК значительно сложнее, чем передач AI и //, и для удовлетворительной работы их требуется более точное изготовление. При и > 1000 КПД передач ЗК получается настолько низким, что использование их в качестве силовых не эффективно.
Рис. 46. Типы передач:
А — червячная передача с колесом БрАЖ9-4; 5 — червячная передача с колесом из оловянистой бронзы; В — глобоидная передача; Г — планетарно-цевочная передача; Д — передача с цилиндрическими зубчатыми колесами с твердостью рабочих поверхностей зубьев НВ 200; Е — двухступенчатый планетарный редуктор (зубья закалены до поверхностной твердости HRC 45)
Иногда рациональным может оказаться сочетание простых и планетарных передач. При этом тихоходная ступень, как более нагруженная, выполняется планетарной, а быстроходная — простой.
Сравнение габаритов простой и планетарной одноступенчатых передач при и = 5 показано на рис. 45.
Сопоставление размеров различных видов передач [10] для мощности 19 кВт и передаточного числа и = 21 показано на рис. 46, а, б.
На рис. 47, а [14] дана кривая зависимости величины отношения
■р от величины передаточного отношения иьаН при неподвижном колесе b и при разбивке передаточного отношения среди ступеней 20
двухступенчатой передачи 2К — Я, найденной из условия равнопроч- ности их по контактным напряжениям. На рис. 47, б дано сравнение размеров этих передач при иьаН = 7.»
А Г Ь d
АА
Uc(T ит=1*93 Рис. 48
На рис. 48 [14] дано сравнение размеров А А и AI передач при одинаковых передаточных отношениях (и = 5) и одинаковых нагрузках.
На рис. 49 [11] приведены кривые КПД в зависимости от передаточного отношения планетарных передач 2К, ЗК, 4К, 6К и величины X, показывающей отношение возможных габаритов этих передач к габаритам простых зубчатых передач при том же передаточном числе. График позволяет правильно выбрать тип передачи и ее кинематическую схему. При этом следует учитывать и такие факторы, как назначение привода, условия и режим его работы, место установки и т. д.
В силовых продолжительно работающих приводах, где величина КПД имеет решающее значение, наилучшими видами планетарных передач являются передачи, полученные из дифференциала с двумя центральными зубчатыми колесами с внешними и внутренними зацеплениями (2К—Н; АТ) с передаточным числом ин < 0 (схемы VIII—X, табл. 14).
Разбивку общего передаточного отношения иоби1 = иБит по ступеням (иъ — быстроходная ступень, ит — тихоходная ступень) для редуктора, составленного из двух одноступенчатых механизмов 2К—Я (рис. 50, а) с внешним и внутренним зацеплениями, можно производить по графикам (рис. 50 и 51), предложенным проф. В. Н. Кудрявцевым [14, 11], где конструктивный параметр с равен
с=-^-= 1-м,2, (35)
аЬ. Б
где db_ т и dh, Б — диаметры делительных окружностей эпицикла (центральное колесо с внутренним зацеплением) тихоходной и быстроходной ступени;
>. = ^11= 1,3 ч- 1,6, (36)
Яна Б
где <7ца т И <7ца б — отношение рабочей ширины зубчатого венца к диаметру делительной окружности солнечного колеса а.
Модуль зацепления определяется следующим образом. Сначала для каждого планетарного (дифференцильного) ряда многоступенчатой планетарной передачи определяется расчетная величина F:
р = КкМн (37)
[Ск\ • К *


Рис. 51
где Кк — режимный коэффициент, учитывающий скорости вращения колес и конструкцию передачи. Ориентировочно можно принимать Кк= 1,15ч-1,35; для быстроходных передач следует выбирать большие значения; Ми—крутящий момент на водиле, кгс-см^С*] — допускаемое значение коэффициента контактных напряжений, кгс/см2,
[Ск) = 0,918-^, (38)
где [ак] допускаемое контактное напр яжение вблизи полюса за¬
цепления принимается в зависимоси от материала зубчатых колес и их термообработки, кгс/см2; £пр — приведенный модуль упругости, кгс/см2;
г __ 2EaEg /оп\
^ПР Еа + Eg ’
Еа, Eg — модули упругости материалов солнечного колеса и сателлита.
Затем по графику, изображенному на рис. 51, определяется диаметр делительной окружности эпицикла db для вычисленного значения F.
График для определения величины иь двухступенчатого редуктора 2К—Н с раздвоенным сателлитом с ин < 0 в зависимости от и06щ = иаиь и X представлен на рис. 52 [15].
Применение зацепления Новикова в планетарных передачах значительно снижает их габариты, что видно из рис. 53, а и б, где показано сравнение размеров зубчатых колес передачи по рис. 52 для случая, когда пара а—g осуществлена с зецеплением Новикова (рис. 53, а) и с прямозубым эвольвентным зацеплением (рис. 53, б).
§ 7. ЧИСЛО САТЕЛЛИТОВ, ПОДБОР ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ И УРАВНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Число сателлитов в планетарных передачах обычно принимается равным 2, 3, 4, 5 и 6 (8). В авиации (редукторы авиационных двигателей, механизмы выдвижения шасси и др.) число сателлитов доходит до 30. Чем больше число сателлитов, тем меньше размеры и масса планетарного механизма. Однако в многосателлитных конструкциях планетарных передач необходим еще уравнительный механизм для равномерного распределения нагрузки между сателлитами.
В соосных зубчатых передачах, к которым относятся и все типы планетарных передач, назначать любые числа зубьев невозможно, так как необходимо удовлетворять требованию соосности ведущего и ведомого валов. Если же требование соосности и выдержано, то при наличии нескольких сателлитов необходимо еще выдерживать условие сборки колес, т. е. правильность зацепления. Количество намечаемых к постановке сателлитов также не может быть любым и при определенных размерах центральных колес лимитируется условиями соседства или размещения. Три перечисленных условия создают большую трудность при подборе числа зубьев, что усугубляется еще тем, что при этом необходимо выдерживать и определенное передаточное отношение между валами.
Условие соосности (относится только к цилиндрическим зубчатым колесам) для планетарных передач 2К—Н с некорригированными зубчатыми колесами записывается в виде
aw = {zx + z2) m12 = (z3 ± zj m3l и т. д., (40)
где aw — межцентровое расстояние; zl9 z2 и т. д. — числа зубьев шестерен; т12, т34 и т. д. — модули зубьев шестерен (в торцовом сечении).
Знак плюс — для внешнего, а знак минус — для внутреннего зацепления. Зто условие накладывает ограничение на выбор чисел зубьев при подборе заданного передаточного числа.
Применеяя передачи с угловой коррекцией, эти соотношения между зубьями можно изменить [14].
Для передач с угловой коррекцией
где aW9 aw — межосевые расстояния соответственно корригированной и некорригированной передач; aw — угол зацепления в торцовом сечении; а — угол профиля исходного контура в торцовом сечении.
Заменяя межосевые расстояния некорригированных передач через числа зубьев и торцовые модули и выполняя условия равенства межосевых расстояний отдельных ступеней передачи, получим условия соосности в виде:
для одноступенчатой передачи AI (см. рис. 19)
+ %Ь ___ %d . /414
COS (Xwob COS Qyudb
для двухступенчатой передачи 2K-H (см. рис. 16, 21) , , v / cos а \ , ч / cos а \
(г‘+“ '”•>« ^ * г‘> (-гг^т h •
для передач ЗК (см. рис. 7, б)
mag(z„ + ze) )ag = mbt (zb - Zg) )bg =
= met^-zf)(^)ef,
(42)
(43)
где индексы ab, dc, ag и т. д. соответствуют зубчатым парам ab9 dc и т. д.
С помощью угловой коррекции можно значительно повысить допускаемую нагрузку для планетарной передачи. Подробнее о соосности планетарных передач см. работу [20].
Условие соседства определяет возможность размещения заданного числа сателлитов без задевания их зубьями друг за друга.
Условие соседства (рис. 54) выполняется, если
(<U,<fl*sin (44)
up
где (ida)a — диаметр окружности выступов большого зубчатого венца Рис. 54
сателлита; ар — число сателлитов.
При числе сателлитов ар > 1 необходимо выдерживать условие сборки, которое устанавливает связь между числами зубьев колес и числом сателлитов ару исходя из возможности их сцепления и при равномерном распределении их осей по окружности.
Для одноступенчатой передачи AI (рис. 19) условие сборки записывается в виде
га Ч~ 2Ь
dp
— целое число.
(45)
Для двухступенчатой передачи 2К—Н (рис. 16) сборка обеспечивается при значениях za и zb9 кратных ару если взаимное положение венцов не регулируется.
Сборка планетарных передач с сателлитами, состоящими из двух венцов, может осуществляться и при значениях га и гъ% не
21
Рис. 52
Рис. 53


кратных ар 114]. В этом случае сборка обеспечивается при условии (рис. 16)
^+('*-&) С1'+',~v)=£’ (46)
где V — ближайшее целое большее число к —; п — число из
• ар
ряда ±(0, 1, 2, 3, 4, ...); при — = V п Ф 0; Е — любое целое
CLp
положительное или отрицательное число.
Знак плюс берется для передач с двумя центральными колесами одноименного зацепления, а знак минус для передач с центральными колесами внешнего и внутреннего зацепления (рис. 16, 20, 21). Подробнее см. работы [14, 19, 21, 29].
Для планетарных передач с коническими колесами определение трех условий выбора числа зубьев (условия соосности, сборки и соседства) производится аналогично, как и для цилиндрических колес [21 ], методом замены конических колес эквивалентными цилиндрическими колесами.
Для планетарных передач с цевочным зацеплением типа К—Н—V, где разница чисел зубьев доведена до 1, необходимые данные по расчету приведены в работах [14, 21 ].
Проф. В. В. Добровольский установил зависимость между числом зубьев колес и числом сателлитов редуктора в виде следующего уравнения:
ei ер
в “
(47)
где гх — число зубьев солнечного подвижного колеса; е — некоторое целое число (параметр сборки); ар — число сателлитов; ин — передаточное число редуктора при неподвижном водиле.
Для определения теоретического числа сателлитов ар простых планетарных передач Б. В. Шитиковым и В. А. Щепетильниковым рекомендованы следующие формулы: передача А А (рис. 4)
(га + гь)(ге — г») .
а> ~ т'
(48)
передача II
„ _ (га — гь)(гь — гс) . 0от'
(49)
передача AI
передача Т7
Ор“2(ги+г6);
(50)
„ _ (гя + гьИг,-!-*,,) а«> от' 1
(51)
где tri — общий множитель для чисел зубьев сателлита.
Проф. В. Н. Кудрявцевым разработана таблица для выбора чисел зубьев передачи ЗК с передаточными отношениями от 11,78 до 221
как для корригированных, так и для некорригированных зубчатых колес [14].
Подбор чисел зубьев передачи ЗК (рис. 6, б) производится по следующим формулам:
Р « гьг1 -= I 1 ~Н К гег, ир *
где
следовательно,
JL = 2з_( г, гь \
I+*
1 -Р*
± + К\
Up )'
(52)
Обычно в передачах ЗК величина
i( = f=44-8.
Za
Задаваясь величинами К и га, определяют гь и zg и из формулы (52) значение Затем, используя равенство гь — zg = ze — zf9 находят величины ze и zf.
Основное преимущество планетарных передач заключается в возможности постановки нескольких сателлитов, в силу чего передача вращающего момента от ведущего колеса осуществляется несколькими промежуточными колесами, нагрузка на зубья уменьшается и редуктор получается меньших габаритных размеров. Однако вследствие ошибок в шаге зацепления, наличия необходимых зазоров между зубьями, ошибок при монтаже и в профиле зубьев при жестком расположении осей сателлитов весьма трудно добиться равномерного распределения нагрузок на сателлиты.
При фиксированном положении осей зубчатых колес и жесткой конструкции корпуса даже при высокой точности изготовления и сборки имеет место значительная неравномерность при распределении нагрузки на сателлиты.
Действительная мощность, передаваемая в планетарной передаче на отдельный сателлит, равна Nдейств = £2N, где Q > 1, а N — мощность, передаваемая на отдельный сателлит при Q = 1, т. е. при идеальном распределении нагрузки между сателлитами. По экспериментальным данным [11] коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по сателлитам составляют Q3 = 1,35-г -f-1,45; й4 = 1,4-т-1,5; Qft = 1,45н-1,б0 соответственно для трех-, четырех- и пятисателлитных передач. Более подробно о коэффициенте неравномерности см. в работах [14, 29]. При наличии плавающих звеньев в передаче значение Q может быть уменьшено до 1,08.
Неодинаковая нагрузка на сателлиты, усугубляемая неточностями сборки, изготовления и неодинаковым износом зубьев, вызывает перегрузку зубьев и чрезмерный износ их, что ведет к уменьшению надежности конструкции, так как зубья некоторых сателлитов работают с увеличенной против расчета нагрузкой. Вести же расчет на меньшее количество сателлитов, чем имеется в действительности, нерационально, так как это вызывает утяжеление и удорожание редуктора. Указанные причины вызвали появление ряда специальных уравнительных механизмов, из которых некоторые весьма интересны по замыслу.
Необходимо иметь в виду, что постановка уравнительных механизмов не означает снижения класса точности изготовления редуктора, так как чем грубее будет обработка колес, тем хуже будет работать и уравнительный механизм.
Плоские механизмы с механическим разветвлением потоков мощности, к которым могут быть отнесены планетарные передачи с несколькими сателлитами, должны конструироваться с уравнительными звеньями, соединяемыми обычно шарнирами с другими звеньями или непосредственно с воспринимающими нагрузку звеньями.
Для выравнивания нагрузки по сателлитам дифференциальных передач применяется ряд мероприятий.
1. Повышение точности изготовления и монтажа, который включает специальные приемы сборки (подбор сателлитов по эксцентриситетам и зазорам в зацеплении, их коррекция, подбор подшипников по зазорам, возможность различных регулировок в процессе сборки и работы передачи). Точность изготовления должна повышаться с увеличением окружных скоростей и числа сателлитов [5].
2. Повышение податливости звеньев передачи за счет изменения их формы, введение упругих элементов, применение пластмасс в качестве материала зубчатых колес и т. д.
Рис. 55. Податливые элементы планетарных передач:
а, б — гибкие эпициклические венцы; в — податливый (колоколообразный) сателлит; г — податливая (балка равного сопротивления изгибу) ось сателлита; д — сателлит на резиновой подвеске; е — установка сателлита в водиле на упругих опорах; ж, з — упругая установка подшипниковых опор (упругие подушки и пружины); и — неметаллический (упругий) зубчатый веиец с металлическим покрытием рабочих поверхностей зубьев; к, л — установка эпициклического венца на упругих втулках и с эластичным кольцом; м — установка эпициклического венца с помощью пакетов гильзовых пружин; н — эпициклический венец на упругой прослойке; о, п, р — упругая связь между венцами сателлита с помощью торсионного валика, пластинчатых пружин и упругих шайб (для косоэубых передач)
3. Применение так называемых плавающих подвесок основных звеньев передачи (центральных колес и водила) — устранение опор у них.
4. Применение уравнительных устройств (подвесок) для сателлитов.
Целесообразность использования того или иного конструктивного мероприятия определяется величинами разнозазорности и деформаций в зубчатых зацеплениях.
На рис. 55, а—р представлены конструктивные меры снижения жесткости элементов планетарной передачи.
Подробное описание этих конструкций и рекомендации по их применению см. в работе [5]. Кроме того, вопросам деформации звеньев планетарных механизмов посвящены работы [2 и 25].
Следует отметить, что учет податливости планетарных механизмов является сложным вопросом. В частности, при излишней податливости в передаче могут возникнуть недопустимые по величине колебания, вызванные неустойчивостью движения при самоуста- новке, что приведет к повышению виброактивности механизма (явление весьма нежелательное для целого ряда специальных передач).
22


Схемы .плавающих подвесок основных звеньев планетарных передач показаны на рис. 56.
Для высокоскоростных передач эффективность плавающих подвесок основных звеньев планетарных механизмов понижается из-за больших величин самоустанавливающихся масс.
Уравнительные подвески сателлитов весьма эффективно выравнивают нагрузку между ними, особенно когда число сателлитов больше трех.
Основные схемы уравнительных подвесок сателлитов показаны на рис. 57 [5].
По сравнению с плавающими подвесками и гибкими элементами уравнительные механизмы имеют более высокую чувствительность
и малые величины перемещений самоустанавливающихся элементов.
На рис. 58 приведены данные работы [5] по технико-экономической эффективности различных методов выравнивания нагрузки по параллельным потокам мощности в многосателлитных планетарных передачах для редуктора мощностью N = 46 кВт, передаточным числом и = 3,6 и п = = 630 об/мин (со = 65 рад/с).
Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки среди сателлитов Q для числа сателлитов ар=6 и 3 определяются кривыми а и 6t в и г—соответственно радиальный и осевой габаритный размер в мм; д — вес в кг; е — трудоемкость изготовления в нор- мо-часах: при жесткой подвеске основных звеньев (7), повышенной точности изготовления (2), применении методов рациональной сборки (3), использовании гибкого венца (4)у плавающей подвеске солнечного колеса (5), плавающей подвеске гибкого эпицикла (6), плавающей подвеске обоих центральных колес (7) и уравнительной подвеске (S).
В заключение следует отметить, что эффективность использования свободно плавающих звеньев планетарных передач и уравнительных устройств зависит от количества пассивных связей в меха* низме [5], наличие которых свидетельствует о неполном выравнивании нагрузки по сателлитам.
Если количество пассивных связей равно нулю (подробно см. работу [28]), то нагрузка между сателлитами распределяется равномерно.
Избыточные (пассивные) связи механизма можно определить по известной формуле А. П. Малышева для трехсателлитных передач
q = W — 6/т —|— 5ру -f- 4piv ~Ь Зрш -f- 2рц -f- р\9 (53)
где W — подвижность механизма; п — число подвижных звеньев; pWy piv и т. д. — число пар V, IV класса и т. д.
Так, например, планетарный механизм по рис. 59 для очень больших моментов с раздвоенной тихоходной ступенью и с быстроходной ступенью, используемой в качестве уравнительного ме¬
Рис. 56. Схемы плавающих подвесок:
а — рычажная подвеска эпициклического колеса с помощью наружных тяг; 6 — рычажная подвеска эпицикла с помощью внутренних и наружных тяг; в — подвеска эпицикла или водила с помощью подпружиненных тяг; г — рычажная подвеска эпицикла посредством веревочного многоугольника; д — рычажная подвеска двух- сателлитной передачи; е — шарнирная подвеска эпицикла посредством гидроцилиндров
Рис. 57. Схемы уравнительных подвесок сателлитов:
а — уравнительный механизм по принципу уравновешивания окружных усилий, действующих на водило со стороны зубчатых зацеплений; б, в — установка сателлитов на водиле с помощью уравнительного кольца и замкнутого многоугольника; г — выравнивание осевых нагрузок в косозубых зацеплениях через плоскость; д — уравнительная подвеска конической передачи, работающая за счет осевых усилий в зацеплениях; е — уравнительная подвеска цилиндрических сателлитов, установленных на эксцентриковых осях, связанных между собой гибкой замкнутой нитью
ханизма, имеет число избыточных связей <7 = 2 — 6-13 4-5-11 4- 4-3 1 + 118 = 0. Плавающими звеньями в нем являются колеса 3, 4 и 7.
Передаточное число механизма равно
и=\\ | _£р_ _г _£e_ I га г9
^ *1 ^ г7 ^ г1 г4 "И г1 г1
При трех сателлитах равномерное распределение нагрузки легко достигается тем, что одно из центральных колес выполняется
Рис. 58. Сравнение различных методов выравнивания нагрузки по сателлитам планетарного редуктора при N=46 кВт, л=630 об/мин (о>=6,7 рад/с), Ир=3,6, ар=6:
а, б — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по сателлитам соответственно при Ор = 6 и вр = 3; в, г — соответственно радиальный и осевой габаритный размер в мм; д — масса в кг; е — трудоемкость изготовления в нормо-часах; / — жесткая подвеска основных звеньев; 2 — повышенная точность изготовления; 3 — рациональная сборка; 4 — гибкий венец; 5 — плавающая подвеска солнечного колеса; 6 — плавающая подвеска гибкого эпициклического колеса; 7 — плавающая подвеска обоих центральных колес; S —
уравнительная подвеска
без радиальных опор, т. е. плавающим. Для этого можно применять муфту Ольдгэма или карданные муфты (рис. 60).
Наиболее рациональным является применение двойной зубчатой муфты на ведущем центральном колесе или на неподвижном
(рис. 61), где предусмотрена возможность выравнивания нагрузки не только среди сателлитов, но и между двумя полушевронами. Иногда плавающим звеном выполняют водило.
Следует помнить, что более целесообразно выполнять плавающими солнечные колеса, так как их масса обычно значительно меньше массы венцового колеса с внутренними зубьями (эпицикла) и поэтому в меньшей степени влияет на неравномерность распределения нагрузки между сателлитами.
Существует много конструкций уравнительных механизмов, выполненных в виде различных рычажных систем [5, 21]. Однако следует помнить, что усложнение уравнительного механизма приводит не только к утрате весового преимущества планетарных передач, но и к падению их КПД из-за потерь в подвижных элементах уравнительного механизма.
При равномерном распределении нагрузки между сателлитами и их числе, кратном 2 или 3, валы солнечных колес разгружены от изгибающих усилий [21 ].
Рис. 61
Повышение нагрузочной способности планетарных передач можно осуществить с помощью применения корригированного зацепления. Подробно этот вопрос освещен в специальной литературе 114, 291.
23


§ 8. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЗУБЧАТЫХ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
Зубчатые колеса планетарных передач рассчитываются на прочность как и для простых передач с неподвижными осями, но с учетом особенностей первых. Расчет проводится на контактную усталостную прочность рабочих поверхностей зубьев и на усталостную прочность при изгибе.
Таблица 15
Проектировочный расчет
Проверочный расч.т
Передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами
di :>
v
‘Mt (и ± 1) ЧиЦ 1*'е]
СМ
*0
2Mf (а ± 1) bwd\u
< |fc,| кгс/см2
Передачи с коническими зубчатыми колесами
4.5Л1, sin б
0 “«*)»* “l*oJ
СМ
*0
4,5Mt sin ft (! -qk)qkd\u
<[k0] кгс/см2
Примечания: 1. В формулах верхний знак относится к внешнему зацеплению, а нижний к внутреннему.
2. В формулах линейные величины — в см, a Mt — в кгс*см.
3. Величина Lfce] для прямозубых передач определяется по формуле
см =
1С*1 ф*
^нр. к^к
хгс/ом2.
В еекорригированных передачах с Р = С имеем <р^
sin 2aU)
В передачах с угловой коррекцией = ~s^n 2сс"
4. Для передач с непрямыми зубьями
L
\Ck]
[М = jf— кгс/см2.
Анр. KAK
Формула справедлива для некорригированных передач, но ее можно с некоторой погрешностью распространить на передачи с непрямыми зубьями с высотной коррекций при х, = —0,1 4-0,3 и HBt — НВ~ < НВ 80.
Так как в планетарных передачах основных размером, определяющим габариты передачи, является не межцентровое расстояние, а диаметр наружного колеса, то проектные формулы зубчатых планетарных передач построены для определения диаметров рассчитываемых колес.
Для планетарных передач расчет производится для каждой пары зубчатых колес (кроме одноступенчатых передач).
Таблица 16
е-с
0*0
о, =-
2Л4]Д(Нра иКн b^d^mY г
Yt ^
° 2 = а1
< !a]j кгс/см2 [а]2 кгс/см2
Передачи цилиндрические
.ббМ^нр. „/С„
о, = -
cos 3 < [alj кгс/см2
Уьг
°2 = а1 ТГ— < [сг]2 КГС/СМ2 ГЬ2
Передачи конические прямозубые
2,%>MiKHp „/Си К,
° = h И т I \ 77v " < l°li кг/см2; °г = -у- < Из КГ/СМ*
VVM1 — 4k) *1 *>
Примечание. В приведенных формулах линейные величины (в том числе н модуль) выражены в см, а Мх — в кгс*см.
Предложенные проф. В. Н. Кудрявцевым [14] формулы для расчета планетарных зубчатых передач на прочность приведены в табл. 15 и 16, соответственно для контактной прочности рабочих поверхностей зубьев и прочности зубьев на изгиб (в системе единиц МКГСС).
Рис. 62
Условные обозначения в табл. 15:
dx — делительный диаметр рассчитываемого колеса; Мг — крутящий момент на колесе; и — передаточное число зубчатой пары и =
<7ц» Як — отношение рабочей ширины зубчатого венца к диаметру начальной окружности; bw — рабочая ширина зубчатого венца колеса; [k] — допускаемое напряжение при расчете на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев с учетом режима работы передачи; б — угол при вершине начального конуса; т — модуль зубчатого колеса; mt — торцовый модуль;
Y — коэффициент формы зуба;
Р — угол наклона зуба на делительном цилиндре; [а 1х — допускаемое напряжение при расчете на изгиб зубьев с учетом режима работы передачи;
/Снр#к; Кнр. и — эффективные коэффициенты неравномерности удельных давлений по ширине зубчатого венца при расчете на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев и при расчете на изгиб;
/Ск и /Си — коэффициенты динамики при расчете зубьев на контактную прочность и изгиб.
Крутящий момент Мг определяется следующим образом. Для передач 2К—Н (рис. 62): передача а—g при zg > za
м1 = Q;
при га > Zg
Мг
I Ala 1 р г8 .
(54)
(55)
где Ма — момент, действующий на центральное колесо а\ Q — см. [14];
передача b—f
при гь > zf — см. формулу (55); при zb <zf
до ±m»Iq.
eP
Для передачи ЗК (рис. 63): передача е — /
Мг
передача Ь—g
Мг
передача а—g — см. формулы (54) и (55) для 2К Н.
(56
1Ме 1 Q ;
(57)
flp Zg
|M6| Q_Z|_.
(58)
ар гь
24


Следует помнить, что
Ма
1
Ма
I .
Ме
" Ubae '
МЬ
е 9 иаЬ
Мь
1 .
Me ~
иы ’
Мь
_ ««“I
иаЬ
и при ведомом колесе а
Ма _ 1 Ма _ 1
^ Мь - и‘оЬ ’
(59)
(60)
без учета КПД.
В справочнике [20] приведен расчет на прочность зубьев планетарных передач согласно ГОСТ 21354—75.
Итак в первой главе были рассмотрены основные вопросы расчета планетарных передач и приведен целый ряд конкретных рекомендаций.
С более подробным рассмотрением теории планетарных передач можно ознакомиться в научно-технической литературе.
Глава II
ПЛАНЕТАРНЫЕ РЕДУКТОРЫ ОБЩЕПРОМЫШЛЕННОГО ПРИМЕНЕНИЯ
Рассматриваются конструкции различных схем планетарных редукторов общепромышленного применения: одно- и двухступенчатых, комбинированных и т. д., зубчатых и цевочных, как с внешним, так и с внутренним зацеплениями.
Лист 1. Планетарные одноступенчатые редукторы. На рис. 1 изображен планетарный редуктор с плавающей центральной шестерней. Центральная шестерня I связана с быстроходным валом с помощью зубчатой муфты 2, опирается только на зубья сателлитов 3 и по ним свободно самоустанавливается.
На рис. 2 изображен планетарный редуктор с плавающим зубчатым венцом. Отличие заключается в том, что плавающим звеном редуктора является центральное колесо с внутренними зубьями, которое фиксируется зубчатой муфтой 2. От осевого перемещения зубчатая муфта удерживается пружинным кольцом, установленным в выточке неподвижного венца 4. Редукторы выполнены по схеме 2К—Я. Смазка осуществляется жидким маслом.
Листы 2—4. Планетарные редукторы. Редуктор на рис. 1 (лист 2) также выполнен по схеме 2К —Я. Отличие заключается в том, что оси сателлитов полные, а вал солнечной шестерни установлен в подшипниках качения. Смазка осуществляется разбрызгиванием с помощью крыльчатки.
На рис. 2 представлена конструкция редуктора по схеме ЗК, оси сателлитов которого установлены в игольчатых подшипниках. Для предотвращения осевых перемещений блока сателлитов между ним и подшипниками установлены шайбы с высокой поверхностной твердостью для предупреждения заедания [14].
На листах 3 и 4 представлены конструкции планетарных редукторов различных схем как с жестко закрепленными, так и с само- устанавливающимися звеньями. Все редукторы смазываются жидким маслом.
Двухступенчатый редуктор на рис. 1 (лист 4) [10] выполнен по схеме ЗК с плавающими центральными колесами с внутренними зубьями обеих ступеней. Колеса соединены с корпусом и выходным валом с помощью зубчатых муфт. Редуктор выполнен по проекту нормали УкрНИИХИММАШа. Редуктор зубчатый горизонтальный, V габарит, обозначение ГП-V.
На листе 4 (рис. 2) показан редуктор планетарный вертикальный одноступенчатый [1]. Центральная шестерня расположена непосредственно на валу электродвигателя. Возможна конструкция редуктора, в которой соединение центральной шестерни с валом электродвигателя происходит через зубчатую муфту, что позволяет шестерне свободно устанавливаться относительно сателлитов. В данной конструкции оси сателлитов закреплены консольно в водиле, которое выполнено заодно с выходным валом редуктора. Для восприятия радиальных нагрузок, которые могут возникнуть при работе центральной шестерни (неравномерность распределения нагрузки между сателлитами), на конце вала электродвигателя установлен роликоподшипник, наружное кольцо которого вмонтировано в расточку водила. Подшипники тихоходного вала смазываются густой смазкой, которая подводится также и в полость между уплотняющими манжетами выходного вала для уменьшения трения и устранения нагрева. Редуктор предназначен для продолжительной работы.
На рис. 3 (лист 4) представлен редуктор планетарный трехступенчатый [1]. Солнечная шестерня первой ступени выполнена заодно с быстроходным валом редуктора. Центральные шестерни второй и третьей ступеней редуктора установлены на бронзовых втулках на быстроходном валу редуктора. Движение от водила первой ступени передается на солнечную шестерню второй ступени, которая приводит в движение три сателлита второй ступени. Оси сателлитов второй ступени сообщают движение своему водилу, связанному с солнечной шестерней третьей ступени и т. д.
В конструкции редуктора отсутствуют самоустанавливающиеся звенья.
Водило редуктора на рис. 4 (лист 4) по схеме ЗК [1 ] выполнено разборным, а сателлит редуктора двухвенцовым.
Лист 5. Редуктор планетарный двухступенчатый [1]. Центральная шестерня первой ступени расположена консольно. Каждый сателлит быстроходной ступени установлен на полой оси водила с помощью одного шарикоподшипника. С водилом первой ступени жестко соединена солнечная шестерня второй ступени. Сателлит второй ступени установлен на двух шарикоподшипниках. Водила обеих ступеней редуктора выполнены неразъемными. Наружные зубчатые венцы обеих ступеней выполнены плавающими и от вращения застопорены зубчатыми муфтами, которые зацепляются с неподвижными зубчатыми венцами, закрепленными в корпусе редуктора. Наружные зубчатые венцы и зубчатые муфты удерживаются от осевого смещения специальными пружинными кольцами. Следует отметить, что если плавающими выполняются зубчатые венцы редуктора, то конструкция редуктора по осевым габаритам получается меньшей, чем в случае, когда плавающими выполняются солнечные шестерни редуктора. Первая ступень редуктора смазывается жидким маслом, разбрызгиванием специальным черпаком, прикрепленным в щеке водила; вторая ступень также жидким маслом с помощью сателлита; подшипники редуктора смазываются разбрызгиванием жидкого масла.
Лист 6. Установка сателлитов планетарных передач. На листе представлены варианты установки сателлитов. При конструкциях, приведенных на схемах а, б ив, возможны выравнивания нагрузки между сателлитами планетарных передач за счет податливости оси сателлита (брус равного сопротивления изгибу — схема а) и с помощью торсионных валиков (схемы б и в). На схемах г—п показаны конструкции сателлитов на подшипниках качения. Конструкция на схеме позволяет сателлиту самоустанавливаться на сферическом роликоподшипнике, что выравнивает нагрузку между сателлитами в передаче. Следует отметить, что установка подшипников сателлита на водиле повышает работоспособность передачи в целом, так как при этом увеличивается нагрузочная способность подшипников [14].
Листы 7 и 8. Планетарные редукторы с плавающими звеньями. На рис. 1 (лист 7) изображен планетарный редуктор, подобный редуктору, изображенному на рис. 1 листа 2, отличающийся тем, что в нем применен гибкий венец с внутренними зубьями, который соединяется с корпусом торцовой муфтой. Муфта позволяет гибкому венцу свободно деформироваться в радиальном направлении под действием усилий, возникающих в зацеплениях редуктора. Таким образом понижение жесткости одного из звеньев планетарной передачи способствует выравниванию нагрузки между сателлитами. Гибким может выполняться не только зубчатый венец передачи, но и другие ее звенья. На рис. а (лист 7) показана другая конструкция гибкого эпициклического венца, а на рис. в (лист 7) сателлит колоколообразной формы, что придает ему повышенную податливость.
На рис. 2 (лист 7) представлен вертикальный редуктор завода Ф. Штайнгасснера (Вена) [29], у которого сателлиты установлены на эластичной подвеске, выполненной из масло- и теплостойкой резины или полиамидного материала. Такой вкладыш позволяет каждому сателлиту самоустанавливаться независимо от других. Кроме того, значительно снижается уровень шума в редукторе. Мощность на входном валу 22,1 кВт, частота вращения 1500 об/мин (со = 157 рад/с), передаточное число редуктора 6. На рис. б (лист 7) показана отдельно установка сателлита на подобном вкладыше.
Двухступенчатый планетарный редуктор, составленный из двух передач 2К—Я с плавающими водилами, представлен на рис. 3 (лист 7) [14]. Водила обеих ступеней соединяются с центральными валами с помощью двойных зубчатых муфт.
В коническо-планетарном редукторе (рис. 4, лист 7) применена передача ЗК- Самоустанавливающимся элементом в данном редукторе является зубчатый венец второй ступени редуктора, который с помощью зубчатых муфт связан с выходным валом. Солнечная шестерня также имеет возможность самоустанавливаться за счет шлицев, вынесенных из зоны зацепления колес. Более равномерному распределению нагрузки между сателлитами по ширине зубчатого венца, а также вдоль оси сателлитов способствует раздвоение ступеней планетарного редуктора, как это показано на рис. 5 (лист 7). Кроме того, в этом редукторе для повышения нагрузочной способности опор качения при их компактности дорожки качения выполнены непосредственно на осях сателлитов. Самоустанавли- вающимися элементами в данном редукторе являются как солнечная шестерня, так и зубчатый венец.
Двухступенчатый планетарный редуктор с косозубыми колесами и тремя сателлитами по схеме 2К—Я приведен на рис. 1 (лист 8). Ведущим элементом в редукторе является водило, а ведомым — плавающий зубчатый венец второй ступени, соединенный с выходным валом двойной зубчатой муфтой. Смазка осуществляется разбрызгиванием.
25


Планетарный редуктор 2К—Н с двумя плавающими центральными колесами показан на рис. 3 (лист 8) [14]. Подшипники сателлита выполнены без колец; ролики установлены непосредственно между сателлитом и его осью.
Одноступенчатый редуктор по схеме 2К—И (AI) с шевронными колесами и тремя сателлитами приведен на рис. 4 (лист 8) [14, 29]. Плавающими звеньями являются как солнечная шестерня, так и раздвоенный зубчатый венец, для которых применены двойные зубчатые муфты. Шевронная солнечная шестерня и сателлиты не замкнуты в осевом направлении и имеют возможность самоустана- вливаться в этом направлении по ширине зубчатого венца.
Подобные турбинные передачи больших мощностей изготовляются в ФРГ и предназначены для повышения частоты вращения ведомого вала до нескольких тысяч оборотов в минуту. В редукторе применены подшипники скольжения; их смазка осуществляется под давлением от насоса. Зубчатые передачи смазываются разбрызгиванием.
На рис. 2 (лист 8) представлена конструкция редуктора по схеме 2К—Я, в котором радиальные габариты уменьшены за счет увеличения ширины зубчатых колес и увеличения числа сателлитов до 6. Самоустанавливающимся звеном является солнечная шестерня.
Лист 9. Одноступенчатый планетарный редуктор с плавающими центральными колесами. Редуктор большой мощности выполнен по схеме 2К—Н с раздвоенной ступенью. Самоустанавливающимися звеньями являются солнечная шестерня и зубчатый венец. Каждая часть раздвоенного эпициклического неподвижного венца имеет возможность самоустанавливаться с помощью специальной под- Еески. Обе половины зубчатого венца связаны с коромыслами 2, которые подвешены на стяжках У, опирающихся через корончатые гайки 8 и сферические кольца 3 на тарельчатые пружины 4, установленные в стакане 5 и закрытые снаружи колпаком 6. Кроме того, обе половины зубчатого венца связаны с помощью коронных колес 7 с блокирующей муфтой 9, которая связана с помощью зубчатой соединительной муфты 11 с неподвижной рамой (корпусом) 10 редуктора. Таким образом каждая половина зубчатого венца с помощью коромысел, стяжек и тарельчатых пружин имеет возможность самостоятельно самоустанавливаться по сателлитам редуктора.
Смазка редуктора осуществляется жидким маслом под давлением от насоса. При своей некоторой сложности рассматриваемая подвеска зубчатых венцов достаточно надежна в работе. Недостатком ее является необходимость в подборе (и настройке) тарельчатых пружин с одинаковыми характеристиками. Число сателлитов в редукторе равно трем.
Лист 10. Бипланетарный редуктор выполнен по схеме рис. 10 (см. ч. 1 гл. I, § 1) [32].
Плавающим звеном является солнечная шестерня а первой ступени редуктора, которая связана с входным валом с помощью зубчатой муфты. Число сателлитов первой и третьей ступени редуктора равно трем, а сателлитов планетарного ряда — четырем.
Лист 11. Планетарные зубчатые мотор-редукторы типа МРА. Лист 12. Планетарные зубчатые мотор-редукторы типа МПз2. На листах И и 12 представлены мотор-редукторы горизонтальные Киевского опытно-показательного редукторного завода. Интервалы мощностей в пределах от 0,8 до 4,0 кВт и частот вращения выходного вала в диапазоне от 25 до 250 об/мин (со = 2,62-5-26,2 рад/с).
Мотор-редукторы рассчитаны на эксплуатацию при непрерывном режиме работы, температура окружающей среды от —20° до 435° С.
26
Мотор-редуктор состоит из асинхронного электродвигателя и планетарного редуктора. Редуктор представляет собой одно- или двухступенчатую планетарно-зубчатую передачу с углом наклона зубьев 8°06'34*. Планетарные мотор-редукторы типа МРА могут выпускаться с электродвигателями серий АО и 4АХ.
В редукторах типа МРА плавающими элементами являются зубчатые венцы первой и второй ступеней. Водило первой ступени смонтировано на однорядном шарикоподшипнике, установленном в расточке водила второй ступени, которое выполнено заодно с выходным валом редуктора.
Плавающим звеном в редукторе МПз2 является водило первой ступени и солнечная шестерня второй ступени, которые связаны между собой зубчатыми муфтами. Водило второй ступени также выполнено заодно с выходным валом редуктора. Сателлиты первой ступени в обоих редукторах установлены в водилах консольно. Для смазки применяются масла АКп-10 и АКЗп-6.
Обозначение мотор-редукторов:
1) МРА — II -щ- А,
где МРА — мотор-редуктор;
II — габарит;
2,2 — мощность в кВт;
100 — номинальная частота вращения выходного вала в об/мин;
А — исполнение конца вала (конический).
2) МПз2-40,
где М — мотор-редуктор;
П — планетарный;
з — зубчатый;
2 — двухступенчатый;
40 — типоразмер.
Лист 13. Планетарно-цевочные редукторы. У цевочных планетарных редукторов на ведущем валу имеются два кривошипа, смещенные относительно друг друга на 180°. На эксцентриках на роликовых подшипниках установлены два зубчатых колеса, взаимодействующие с цевками, оси которых неподвижно закреплены в корпусе редуктора. За один оборот ведущего вала зубчатые колеса поворачиваются на угол, соответствующий разнице числа цевок и числа зубьев колеса.
Редукторы долговечны и бесшумны, смазываются специальной консистентной смазкой. Редукторы предназначены для реверсивной работы.
Лист 14. Планетарно-цевочные редукторы и мотор-редукторы
выполнены по проекту нормали УкрНИИХИММАШа.
Планетарно-цевочный одноступенчатый редуктор ПЦО-IV. Пределы передаточных чисел редуктора м = 71-5-15 соответственно пределы передаваемых мощностей при частоте вращения быстроходного вала 1500 об/мин (со = 157 рад/с) равны 3,4—16,5 кВт.
Более подробные технические данные приведены в работе [27]. Допускается работа редуктора в вертикальном и горизонтальном положениях (тихоходный вал вверх и вниз).
Редуктор закрепляется с помощью шести болтов или шпилек М16, проходящих через весь корпус редуктора и стягивающих его крышки и обойму для цевок (на чертеже не показано). Редуктор реверсивный смазывается консистентной смазкой.
Планетарно-цевочный одноступенчатый мотор-редуктор ПЦО-M-IV. Конструкция редуктора аналогичная конструкции, приведенной на листе 13, предназначена для выполнения заодно с электродвигателем. Пределы мощностей комплектующих электро¬
двигателей 2,2—17 кВт. Пределы частот вращения выходного вала редуктора 14,1—100 об/мин (со = 1,48-т-10,5 рад/с) при входной частоте вращения вала электродвигателя 1000 и 1500 об/мин (со = = 104,5 и 157 рад/с) (два исполнения). Пределы масс мотор-редуктора в сборе с электродвигателем 158—267 кг.
Планетарно-цевочный двухступенчатый редуктор ПЦД-VI. В отличие от предыдущих конструкций данный редуктор выполнен двухступенчатым, что позволяет иметь интервал передаточных чисел в пределах от 2601 до 475 при соответствующем интервале мощностей от 0,3 до 1,5 кВт. Редуктор также может работать в вертикальном и горизонтальном положениях. Крепление осуществляется с помощью шести болтов или шпилек Ml6 (сечение А—А).
Редуктор реверсивный; предназначен для продолжительной работы, смазывается консистентной смазкой.
Планетарно-цевочный двухступенчатый мотор-редуктор ПЦД-M-VI. Интервал передаточных чисел: от 1275 до 475 при соответствующем интервале мощностей от 0,6 до 1,5 кВт. Пределы частот вращения выходного вала от 1,2 до 3,2 об/мин (со =- 0,126 -f- -5-0,335 рад/с) при частоте вращения входного вала 1500 об/мин (со = 157 рад/с). Масса мотор-редукторов —165 кг.
Лист 15. Планетарный редуктор. Предназначен для микропривода подъемных машин. Редуктор представляет собой шевронную передачу в сочетании с планетарной передачей 2К—Я. Водило планетарной передачи выполнено заодно с шевронным колесом и является как бы корпусом всей планетарной передачи. Неподвижным звеном является солнечная шестерня, которая через дополнительную повышающую передачу с неподвижными осями связана с тормозом.
Лист 16. Редуктор планетарно-цилиндрический. Трехступенчатый цилиндрический редуктор со встроенной планетарной передачей приводится во вращение от двух электродвигателей (валы 1 и 2). При вращении вала 1 (вал 2 заторможен, а следовательно, неподвижен и наружный венец планетарного механизма) выходной вал редуктора делает 8,3 об/мин (со = 0,87 рад/с). При вращении вала 2 и неподвижной солнечной шестерне (вал 1) выходной вал редуктора вращается со скоростью 11,8 об/мин (со = 1,24 рад/с). Таким образом в планетарной передаче ведущим звеном является либо солнечная шестерня при неподвижном зубчатом венце второй ступени механизма, либо наоборот. При вращении валов 1 и 2 планетарный механизм суммирует движение на ведущей шестерне второй ступени редуктора (которая жестко связана с водилом планетарной передачи) от двух электродвигателей, что позволяет получить на выходном валу редуктора еще две скорости вращения (в зависимости от направления вращения валов 1 и 2). В этом случае планетарный механизм превращается в дифференциальный. Шестерни планетарного механизма и первой ступени редуктора выполнены прямозубыми, а зубчатые колеса второй и третьей ступеней редуктора косозубыми. Количество сателлитов равно трем.
Лист 17. Редуктор дифференциальный трехступенчатый с цилиндрическими колесами предназначен для привода крансвой лебедки. Первая ступень редуктора представляет собой дифференциал с передаточным числом 1,625, передаточные числа остальных ступеней соответственно равны 3,35 и 3,7.
Дифференциал суммирует движения валов 1 и 2 на ведущей шестерне второй ступени редуктора (г = 23, т = 5), которая жестко связана с корпусом дифференциала. При включении электродвигателей в определенной последовательности можно изменять скорость опускания груза. Вал 2 приводится в движение дополнительным редуктором крановой лебедки. Сателлитная шестерня (z = 21, т = 3) дифференциала одновременно зацепляется с солнечной


шестерней вала 1 и со второй сателлитной шестерней дифференциала (z = 36, т = 3). Количество сателлитов дифференциала в каждой ступени равно трем. Сателлиты попарно зацепляются между собой.
Выходной вал редуктора заканчивается зубчатым венцом для соединения с барабаном лебедки.
Максимальный крутящий момент на выходном валу редуктора 7000 Н м. Допускаемая радиальная нагрузка на опорный конец выходного вала 29400 Н. Количество заливаемого масла 20 л (20 Ю"3 м3).
Лист 18. Планетарные передачи. На листе представлены дифференциальный редуктор и планетарные муфты. Дифференциальный редуктор приводит в движение два выходных вала от одного электродвигателя. Дифференциал выполнен из конических прямозубых колес. Сателлиты установлены на осях водила на бронзовых подшипниках скольжения.
Редуктор — реверсивный, предназначен для продолжительной работы. Зубчатые передачи смазываются жидким маслом разбрызгиванием, а подшипники валов густым маслом.
Планетарные муфты представляют собой AI передачу и предназначены для дополнительного понижения частоты вращения в соединительной муфте между электродвигателем и редуктором. Наружный венец с внутренними зубьями жестко связан или выполнен заодно с тормозным шкивом, который предназначен для закрепления наружного венца от вращения. При неподвижном наружном зубчатом венце и при ведущей солнечной шестерне и ведомом водиле передаточные числа приведенных муфт соответственно равны 3,71 и 3,38. Сателлиты планетарных передач установлены на осях водила с помощью игольчатых подшипников, что сокращает радиальные габариты муфт. В одной из муфт вал солнечной шестерни имеет две опоры в щеках водила, а в другой солнечная шестерня расположена консольно.
В случае растормаживания наружного зубчатого венца планетарная передача превращается в дифференциальную.
Глава III
ПЛАНЕТАРНЫЕ РЕДУКТОРЫ СПЕЦИАЛЬНОГО НАЗНАЧЕНИЯ
Лист 19. Планетарный редуктор привода центрифуги непрерывного действия двухступенчатый, каждая ступень представляет собой AI передачу (схема фирмы «Берд»). Первая ступень редуктора является планетарной (передача а, Ь> с), вторая ступень — дифференциальной. Центральное колесо с первой ступени связано с солнечной шестерней d второй ступени редуктора. Вал шнека центрифуги приводится в движение мотором и соединен с центральным колесом f второй ступени. Обечайка центрифуги соединена с корпусом редуктора, которое одновременно является водилом обеих ступеней редуктора. Вал опорной солнечной шестерни первой ступени редуктора соединен с предохранителем, который разрушается при перегрузке (прекращается относительное перемещение шнека и обечайки). Относительная частота вращения обечайки (по отношению к шнеку) составляет п0 хн = (1200—1180) = 20 об/мин (со = 0,209 рад/с).
Передаточное число редуктора от водила (обечайки) к колесу f (шнеку) равно —1,016. Редуктор смазывается жидким маслом разбрызгиванием.
Лист 20. Планетарно-кривошипный редуктор привода секторного затвора погрузочной воронки. Зубчатый венец z = 198 крепится неподвижно в чугунном корпусе редуктора. Водило планетарной передачи выполнено разъемным и имеет опоры в корпусе и крышке редуктора. В трех подшипниковых гнездах водила вращаются три валика, на каждом из которых закреплено по одной шестерне — сателлиту. На валике сателлита эксцентрично оси выполнена цилиндрическая поверхность. На эксцентричные поверхности валиков надеты по паре шарикоподшипников, наружные обоймы которых входят в гнезда планетарной шестерни z = 195.
Вращение валиков сателлитов заставляет планетарную шестерню обкатываться по неподвижному зубчатому венцу, закрепленному в корпусе редуктора. Так как планетарная шестерня находится в зацеплении с венцом z = 198, то в результате обегания планетарной шестерни по неподвижному венцу водило и выполненный заодно с ним выходной вал редуктора совершают вращение (передаточное число и = 331).
Приводная шестерня г = 18, зацепляющаяся с тремя сателлитами z = 90, выполнена заодно с валом ротора электродвигателя (двигатель подвергается реконструкции).
Привод крепится к корпусу затвора воронки при помощи фланца, выполненного в корпусе редуктора. В корпус редуктора вмонтирован фотоэлектрический датчик, предназначенный для контроля работы электродвигателя. При заедании затвора в процессе работы электродвигателя подается сигнал об отключении его от сети.
Редуктор смазывается жидким маслом.
Лист 21. Планетарный редуктор затирочной машины представляет собой двухступенчатую планетарную передачу типа 2К—Н с внутренним зацеплением, выполненную в сборе с электродвигателем. В конструкции предусмотрен противовес, уравновешивающий блок сателлитов. Зубчатые колеса редуктора выполнены из легированных сталей. На выходном валу редуктора с помощью эластичной шайбы установлен корпус, в котором установлены три оси для установки на них затирочных кругов. Затирочные круги монтируются на осях с помощью сферических подшипников качения. При вращении корпуса затирочные круги начинают совершать планетарное движение (вращаются и вокруг своих осей и вокруг оси редуктора).
Масса редуктора —1,5 кг. Техническая характеристика указана на чертеже. Редуктор смазывается жидким маслом, за исключением выходных подшипников редуктора и электродвигателя, которые смазываются густым маслом.
Лист 22. Планетарный привод фотоэлектрического датчика механизма поворота крана представляет собой замкнутую планетарную AI передачу. Планетарный ряд образуют шестерни: солнечная а, сателлит Ь, водило Н и зубчатый венец с. Замыкающей передачей является ряд d—е—/, который представляет собой обычную передачу с внутренним зацеплением, полученную из планетарной закреплением водила Передаточное число замыкающей передачи и = 4. Общее передаточное число от солнечной шестерни а к водилу Н равно 96.
Редуктор смазывается жидким маслом.
Планетарный привод предназначен для прецизионного фотоэлектрического датчика механизма поворота крана.
При вращении вала солнечной шестерни а, связанного с исполнительным звеном крана, вращается относительно фотоэлементов
нониусный диск с размеченными на нем отверстиями. Через замкнутую планетарную передачу с заданной редукцией вращается и водило Н с установленным на нем программным диском. Когда отверстия программного и нониусного дисков совпадают, производится соответствующее переключение электродвигателя механизма поворота крана.
На последующих трех листах показаны сравнительные конструкции дифференциальных приводов для центрифуг непрерывного действия, разработанные в институте НИИХИММАШ.
Лист 23. Дифференциальный привод центрифуги непрерывного действия (дифференциал «Механобра»). На центральном валу привода выполнен эксцентрик 1 (см. кинематическую схему), на котором в подшипниках качения смонтирована зубчатая шестерня 2. Шестерня зацепляется с зубчатым венцом 3 (z = 184), который жестко соединен с корпусом редуктора. Заодно с зубчатой шестерней 2 выполнено зубчатое колесо 5 (z = 184) внутреннего зацепления, с которым сцепляется шестерня 4 (z = 182), связанная со шнеком центрифуги 7. С ротором центрифуги 6 связан корпус привода (шестерня 3). Модуль зубчатых колес равен 5 мм. Материал зубчатых колес — сталь 20Х. Частота вращения ротора центрифуги 1400 об/мин (со = 146,53 рад/с), частота вращения шнека центрифуги 1431 об/мин (со = 149,78 рад/с), относительная частота вращения шнека 31 об/мин (со = 3,25 рад/с), т. е. шнек является опережающим.
Смазка редуктора осуществляется жидким маслом. Ввиду незначительной относительной скорости шестерен потери мощности на разбрызгивание масла незначительны.
Если увеличить коэффициент ширины зуба фт до 35, можно уменьшить модуль зубчатых передач до 3,75 мм, а следовательно, значительно уменьшить радиальные габариты привода.
Лист 24. Дифференциальный привод центрифуги непрерывного действия (Az = 1). На валу 1 (см. кинематическую схему) выполнены два эксцентрика, развернутые друг относительно друга на угол 180°. На этих эксцентриках на роликах 4 смонтированы шестерни 3 с числом зубьев 45, которые зацепляются с зубчатым венцом 2 с числом зубьев 45 + 1 = 46, жестко связанным с корпусом 6 дифференциала. Зубчатые шестерни 3 связаны с водилом 5 с помощью осей 0 45. Водило 5 жестко связано со шнеком центрифуги 7. Ротор центрифуги 8 жестко связан с корпусом привода 6.
Ротор центрифуги 8 и жестко связанные с ним корпус дифференциала 6 и зубчатое колесо 2 вращаются от электродвигателя (не показанного на схеме) с частотой 1400 об/мин (со = 146,53 рад/с). Входя в зацепление с колесом 2, шестерня 3 получает вращение относительно колеса 2 в сторону вращения последнего. Вращение шестерни 3 происходит на роликах 4 вокруг шейки эксцентрика на валу 7, который при нормальной работе дифференциала закреплен.
Вращение шестерни 3 относительно зубчатого колеса 2 с помощью параллельных кривошипов передается водилу 5 и жестко соединенному с водилом шнеку 6, который начинает вращаться с относительной частотой 31 об/мин (со = 3,25 рад/с).
Для предотвращения поломок деталей дифференциала при перегрузке шнека валик эксцентрика не закрепляется жестко, а удерживается от вращения тормозом, рассчитываемым на максимальную нагрузку шнека. При перегрузке шестерни 3 начнут проворачиваться вместе с эксцентриком относительно тормоза. С помощью специального устройства, действующего от тормозного шкива эксцентрика, центрифуга останавливается.
Тормоз эксцентрика и устройство остановки центрифуги на схеме не показаны.
27


Преимуществом данной конструкции перед описанной ранее являются ее меньшие габариты за счет разницы зубьев сцепляющихся колес Az = 1.
Лист 25. Дифференциальный привод центрифуги непрерывного действия. На валу 1 (см. кинематическую схему) выполнены два эксцентрика, развернутые друг относительно друга на угол 180°. На этих эксцентриках, на роликах 4 смонтированы шестерни 3 с цевочным зацеплением с числом зубьев 45, которые зацепляются с цевочным колесом 2 с числом зубьев (цевок) 45 + 1 = 46. Цевочное колесо 2 жестко связано с корпусом центрифуги 6. Шестерни 3 связаны с водилом 5 с помощью параллельных кривошипов. Водило 5 жестко связано со шнеком 7. Ротор центрифуги 8 связан с корпусом привода 6. Работа привода соответствует работе привода, приведенного на листе 24,
Глава IV
ПЛАНЕТАРНЫЕ МЕХАНИЗМЫ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН И ЭКСКАВАТОРОВ
Лист 26. Планетарный механизм поворота башенного крана КБ-16
(вариант) представляет собой вертикальный трехступенчатый планетарный редуктор, составленный из Л/ передач с остановленным наружным зубчатым венцом. Передаточное число редуктора и = 122,5.
Водило каждой предыдущей ступени жестко связано с солнечной шестерней последующей ступени. Водило последней ступени связано с выходным валом с помощью кулачковой муфты.
Плавающими звеньями редуктора являются наружные зубчатые венцы, которые связаны с корпусом редуктора с помощью зубчатых муфт. Водило каждой ступени редуктора смонтировано в игольчатых подшипниках на центральном валу редуктора, который выполнен заодно с солнечной шестерней первой ступени. Количество сателлитов в каждой ступени равно трем.
Соединение электродвигателя с входным валом редуктора осуществляется с помощью упругой втулочно-пальцевой муфты, встроенной в автоматический дисковый тормоз механического действия системы В, И. Панюхина [11], принцип действия которого заключается в использовании для размыкания нормально замкнутых тормозов механической энергии ротора приводного двигателя. Для использования этого принципа кинематическая связь двигателя G приводным механизмом должна предусматривать некоторый свободный угол поворота ротора двигателя, перед тем как вал ротора войдет в зацепление с валом приводного механизма (сечение А—А). Часть работы, которую совершает включенный двигатель, проходя этот свободный угол поворота, используется для размыкания тормоза. При выключении тормоз автоматически затормаживает механизм при помощи усилия пружины.
Редуктор смазывается жидким маслом с помощью плунжерного насоса, который приводится в движение кулачком, установленным на выходном валу редуктора. Подшипники выходного вала редуктора смазываются густой смазкой.
Лист 27. Планетарный механизм поворота башенного крана КБ-40. Механизм в основном выполнен по схеме предыдущего листа,
28
но в редукторе отсутствует единый центральный вал, а водила первой и второй ступеней являются плавающими, т. е. не имеют радиальных опор. Наружный зубчатый венец первой ступени соединен с помощью зубчатой муфты с наружным зубчатым венцом второй ступени и является плавающим, тогда как у второй и третьей ступеней эти венцы жестко закреплены в корпусе. Сателлиты первых двух ступеней смонтированы на своих осях на одном шариковом радиальном подшипнике, что также сообщает им дополнительную свободу. Вал двигателя жестко соединен с солнечной шестерней первой ступени. Кроме того, на валу двигателя смонтирован шкив колодочного электромагнитного тормоза.
Редуктор смазывается жидким маслом, а подшипник выходной шестерни редуктора — густой смазкой.
Лист 28. Планетарный редуктор механизма поворота экскаватора представляет собой ЗК передачу с передаточным числом и = 40,6. Плавающим звеном является наружный зубчатый венец первой ступени, который закреплен от вращения с помощью зубчатой муфты, соединенной с корпусом редуктора. Номинальный момент на тихоходном валу редуктора /Ином. ВБОС = 37 800 Н м, КПД *=«
0,94. Максимальная частота вращения быстроходного вала редуктора равна 1200 об/мин (со = 125,6 рад/с), а тихоходного вала — 29,6 об/мин (со = 3,1 рад/с). Шестерни выполнены из стали 35ХНВ с твердостью рабочих поверхностей зубьев НВ 220 ... 300. Масса редуктора 3600 кг.
Редуктор предназначен для реверсивной работы.
Смазка редуктора осуществляется жидким маслом, а выходного подшипника густым.
Лист 29. Планетарный редуктор механизма поворота экскаватора ЭКГ-5 с гибким корпусом. Редуктор конструкции Уралмашзавода предназначен для механизма поворота шагающего экскаватора. Выполнен по схеме ЗК. В данном редукторе водило выполнено само- устанавливающимся, т. е. не имеет радиальных опор. Солнечная шестерня первой ступени редуктора также выполнена плавающей, она соединяется с валом двигателя с помощью зубчатых муфт. Кроме того, с целью устранения динамических нагрузок в планетарном редукторе применены гибкие зубчатые венцы компенсирующие своей упругостью неточности изготовления.
Редуктор смазывается жидким маслом, а подшипники выходного вала густым.
Лист 30. Планетарный редуктор механизма поворота экскаватора. На рис. 1 представлен двухступенчатый редуктор в сочетании с фланцевым электродвигателем (мотор-редуктор), выполненный по схеме 2К—Я. Редуктор предназначен для механизма поворота четырехкубового экскаватора. Редуктор рассчитан на длительную работу. Механизм выравнивания нагрузок между сателлитами выполнен комбинированным: с плавающими и упругими звеньями. Плавающими звеньями являются водила двух ступеней редуктора, а также солнечная шестерня тихоходной ступени, а упругими — тонкостенные диски водил, относительно которых деформируются консольные полые оси сателлитов. Чтобы исключить перекос самих сателлитов, последние установлены на сферических роликовых подшипниках по одному на каждый сателлит.
С целью унификации и повышения долговечности быстроходной ступени колеса обеих ступеней выполнены одинаковыми.
На рис. 2 представлена конструкция вертикального планетарного зубчатого мотор-редуктора, выполнелного также по схеме 2К—Я. Отличие заключается в том, что в сателлитах установлены шариковые однорядные радиальные подшипники, которые допускают небольшой относительный перекос колец,
Подобная конструкция планетарной передачи применена в лебедке, показанной на рис. 3. Грузоподъемность лебедки 1 т, масса лебедки 100 кг, мощность двигателя 4,5 кВт, частота вращения вала электродвигателя 1440 об/мин (со = 151 рад/с). Общее передаточное число для дайной схемы подсчитывается по формуле
1 - (-£+0 (тг+О “1 - (тт+‘Х!+0=-39А
где а и Ъ — солнечная шестерня и зубчатый венец первой ступени редуктора, а с и d — солнечная шестерня и зубчатый венец второй (тихоходной) ступени редуктора.
Быстроходная ступень редуктора не имеет неподвижного звена и по существу является дифференциальной. Движение через водило передается на солнечную шестерню второй ступени и далее через сателлиты при неподвижном водиле на зубчатый венец и барабан.
Зубчатый венец второй ступени является ведомым элементом. Для выравнивания нагрузок между сателлитами обе центральные шестерни выполнены плавающими, при этом шестерня тихоходной ступени плавает вместе с водилом быстроходной ступени. Число сателлитов во всех приведенных конструкциях равно трем. Смазка всех редукторов осуществляется жидким маслом. Конструкции разработаны в институте НИПИГОРМАШ.
Лист 31. Таль электрическая с планетарным приводом. На листе представлен механизм подъема электрической тали ТЭ 0,5-611 грузоподъемностью 0,5 т, высотой подъема 3 м. Продолжительность включения ПВ 25%.
Электродвигатель встроен в барабан, и статор двигателя вращается вместе с барабаном. Ротор и статор взяты от электродвигателя АОС-31-2. Питание двигателя осуществляется через кольцевой токосъемник.
Редуктор механизма подъема, встроенный в барабан, — планетарно-эксцентриковый типа 2К—Н с двумя прямозубыми внутренними зацеплениями. Плавающие звенья в редукторе отсутствуют. На валу редуктора установлен колодочный электромагнитный тормоз. Редуктор смазывается жидким маслом.
Лист 32. Таль электрическая с планетарным приводом. По аналогии с предыдущей конструкцией электродвигатель типа АСВ2-41-4 встроен в барабан. Редуктор планетарный двухступенчатый типа ЗК с прямозубыми колесами вынесен за пределы барабана. Зубчатый венец первой ступени неподвижен. Ведомым звеном является зубчатый венец второй ступени редуктора, который соединен с барабаном зубчатой муфтой. Блок сателлитов вращается вместе с осью в игольчатых подшипниках, установленных в щеках водила. Количество сателлитов равно трем. Передаточное число редуктора 40. Редуктор смазывается жидким маслом. Продолжительность включения ПВ 25%.
На конце вала электродвигателя установлен колодочный электромагнитный тормоз.
Лист 33. Самотормозящие планетарные бесподшипниковые редукторы. На рис. 1 изображен бесподшипниковый самотормозящий редуктор типа ЗК, рассчитанный на большой момент и запас торможения. В редукторе полностью отсутствуют подшипники или специальные кольца (см. листы 34 и 53), воспринимающие радиальные нагрузки. Поэтому свободные сателлиты зажимают центральную шестерню и нагрузка в зацеплениях с ней становится равной нагрузке в зацеплениях с венцами, отчего удельные потери в передаче возрастают — в 3 раза. Так как удельные потери внешнего зацепления вдвое выше, чем внутреннего, и КПД передачи в целом снижается до 40%, передача становится самотормозящей. Такие передачи


удобны в рйДко действующих механизмах, так как при этом отпадает
необходимость в тормозе.
Планетарный самотормозящий редуктор намного компактнее червячной передачи при одинаковых технических характеристиках, так как в данном случае нагрузка передается несколькими зубьями, и допускаемые напряжения изгиба для стальных венцов значительно выше, чем для бронзовых.
Ведущее и ведомое звенья вращаются в одну сторону.
Венцы с внутренними зубьями при zf = zq корригируются так, чтобы окружности выступов зубьев совпадали. Венцы выполнены улучшенными до НВ 320, остальные колеса закалены до #/?С>55.
На рис. 3 изображен редуктор подобной конструкции для подъема и удержания стрел манипулятора. Ведущее и ведомое звенья вращаются в разные стороны (см. кинематическую схему).
Выходной венец наружной поверхностью опирается на корпусную гайку, которая позволяет регулировать осевой зазор. Следует отметить, что в предыдущей конструкции неудобная в эксплуатации гайка большого диаметра заменена фланцевым креплением.
На рис. 2 представлена лебедка со встроенным электродвигателем и редуктором аналогичной конструкции.
В приведенных редукторах применяется густая смазка.
Лист 34. Планетарная бесподшипниковая лзбедка. Редуктор лебедки выполнен по схеме ЗК (см. лист 33, рис. 1) с раздвоенным закрепленным венцом. Сателлиты могут плавать как в радиальном, так и в окружном направлениях и нагрузка между ними распределяется равномерно. От осевого смещения блоки сателлитов удерживаются торцами зубьев. Распорные усилия, действующие на сателлиты со стороны зубчатых зацеплений, воспринимаются специальными кольцами, по которым катятся сателлиты своими шейками. Суммарную ширину этих шеек следует выбирать >0,2 длины сателлита.
С целью упрощения технологии изготовления и увеличения передаточного числа все числа зубьев сателлитов выбраны одинаковыми. При этом оси зубьев боковых венцов должны совпадать с большой точностью. КПД редуктора 0,81. Редуктор предназначен для кратковременной работы.
Особенностью собираемости подобных передач является то, что для них сумма чисел зубьев центральных венцов может быть не кратна числу сателлитов, хотя и разность чисел зубьев больших венцов должна быть кратна числу сателлитов.
Лист 35. Планетарная скреперная лзбедка. В лебедке (рис. 1) применен механизм выравнивания нагрузок, аналогичный листу 30. На рис. 2 представлена конструкция планетарного редуктора привода домкрата-толкателя, выполненного по схеме 2К—#. Осевая нагрузка винта передается водилом на корпус домкрата через один из упорных подшипников. Водило связано с винтом домкрата с помощью шлицев и штифта.
Частичное выравнивание нагрузки по сателлитам осуществляется за счет водила, которое не имеет радиальных опор и, следовательно, может перемещаться в небольших пределах в радиальном направлении. Оси сателлитов удерживаются от проворота специальными выточками, на которых установлены упорные подшипники. Редуктор смазывается густым маслом. Конструкции, представленные на листах 33—35, выполнены в институте НИПИГОРМАШ.
Листы 36 и 37. Планетарные лзбедки. На листах представлены три конструкции планетарных лебедок.
Лебедки на листах 36 и 37 (рис. 1) имеют редуктор, выполненный в виде замкнутой двухступенчатой планетарной передачи с четырьмя центральными колесами, составленной из передач типа 2К—Н.
В этих редукторах водило первой ступени редуктора связано с промежуточным валиком солнечной шестерни второй ступени. Водило второй ступени связано с выходным валом редуктора, на котором монтируется шкив ленточного тормоза (на листе 36 не показан). При заторможенном тормозе (остановлено водило второй ступени) момент на барабан передается через два эпициклических колеса (ведущие элементы редуктора), при этом барабан лебедки вращается в сторону, противоположную вращению входного вала (вал электродвигателя). При расторможенном водиле второй ступени барабан может свободно вращаться под действием натяжения каната, что бывает необходимо в процессе работы лебедки (см. лист 38). Кроме этого, лебедка имеет общий тормоз, установленный на валу электродвигателя.
Отличие редуктора на листе 36 заключается в том, что плавающими звеньями являются водила обеих ступеней. Это достигается тем, что оба водила связаны с соответствующими валами и подшипниками с помощью специальных двойных крестово-подвижных муфт (см. разрезы на листе 36). Левый подшипник водила второй ступени редуктора выполнен в виде подшипника скольжения. Водила обеих ступеней выполнены разъемными.
Редуктор смазывается жидким маслом.
В редукторе на листе 37, рис. 1 плавающими звеньями являются солнечные шестерни обеих ступеней. Водило первой ступени связано с солнечной шестерней второй ступени зубчатой муфтой. Водило первой ступени выполнено неразъемным. Сателлиты первой ступени установлены на осях на одном подшипнике, что дает им некоторую свободу для самоустановки. Сателлиты второй ступени имеют по два подшипника и установлены на осях консольно.
Редуктор смазывается жидким маслом, а опорные подшипники барабана густой смазкой.
Редуктор лебедки, показанной на листе 37, рис. 2 представляет собой двухступенчатую планетарную передачу, состоящую из двух последовательно соединенных передач типа 2К—Н (AI). В обеих ступенях плавающими звеньями являются неподвижные зубчатые венцы. Венец первой ступени (быстроходной) через зубчатую муфту закреплен в левой опоре барабана, а венец второй ступени через зубчатую муфту связан с валом двойного тормозного шкива ленточного тормоза. Водило первой ступени редуктора жестко соединено (приварено) с валом солнечной шестерни второй ступени редуктора. Водилом второй ступени редуктора является канатный барабан лебедки (ведущий элемент редуктора), движение на который передается через оси консольно расположенных сателлитов второй ступени при заторможенном ленточным тормозом зубчатом венце. Сателлиты обеих ступеней редуктора расположены на осях консольно. Сателлиты первой ступени установлены на одном подшипнике, а второй ступени — на двух. При расторможенном ленточном тормозе барабан лебедки может свободно вращаться под действием натяжения каната. КПД редуктора 0,96. Смазка осуществляется аналогично предыдущей конструкции.
Лист 38. Механизм подъема главной лебедки экскаватора Э-6516. Редуктор лебедки представляет собой замкнутую двухступенчатую планетарную передачу с четырьмя центральными колесами, составленную из передач типа 2К—Н. Водило первой ступени редуктора через шпонку связано с солнечной шестерней второй ступени и является плавающим. Водило второй ступени связано со шкивом нормально замкнутого тормоза, который воспринимает реактивный момент.
При заторможенном шкиве тормоза водила второй ступени барабан лебедки вращается в сторону, противоположную вращению
ротора электродвигателя с передаточным числом 42,2. Момент на барабан передается через два эпициклических колеса. Зубчатые венцы этих колес связаны с барабаном лебедки с помощью шпонок. Количество сателлитов в каждой ступени редуктора равно трем.
Вал электродвигателя связан с входным валом редуктора через упругую соединительную муфту, встроенную в шкив колодочного электромагнитного тормоза, предназначенного для останова всего механизма подъема.
Зубчатые передачи редуктора смазываются жидким маслом, а входной и выходной подшипники — густой смазкой.
С помощью тормоза второй ступени редуктора можно растормозить водило и, тем самым, разорвать кинематическую цепь. В этом случае барабан может свободно вращаться под действием натяжения каната, что необходимо, например, при забрасывании ковша драглайна.
Главная лебедка экскаватора Э-6516 содержит два механизма: механизм подъема и механизм напора (тяги), которые являются совершенно одинаковыми по конструкции. Разница лишь заключается в диаметре барабанов: для механизма напора он равен 500 мм, а для механизма подъема — 560 мм. Механизм напора имеет такой же планетарный редуктор, как и механизм подъема (см. кинематическую схему). Оба механизма на лебедке смонтированы соосно. Масса лебедки равна 2178 кг.
Лист 39. Лебедка подъема стрелы экскаватора Э-6516. Редуктор лебедки выполнен по схеме ЗК- Неподвижным звеном является зубчатый венец второй ступени. Водило редуктора выполнено плавающим, в радиальном направлении удерживается только зубьями колес, а в осевом — шариковыми упорами. Сателлиты обеих ступеней выполнены в виде одного блока; количество сателлитов равно трем.
Редуктор обладает большой компактностью при высоком передаточном числе, равном 201,4. Зубчатые колеса прямозубые корригированные. Между валом двигателя и приемным валом редуктора установлен автоматический дисковый тормоз механического действия системы В. И. Панюхина, принцип работы которого описан ранее.
Подшипники опор барабана смазываются густой смазкой, а зубчатые передачи редуктора — жидким маслом.
Лист 40. Механизм управления ковшом экскаватора Э-6516. Редуктор механизма управления представляет собой замкнутую двухступенчатую планетарную передачу с четырьмя центральными колесами. Числа зубьев колес в обеих ступенях редуктора равны между собой. Общее передаточное число равно 19,25.
Солнечная шестерня первой ступени редуктора жестко сидит на валу электродвигателя. Водило первой ступени является плавающим и через шпонку связано с солнечной шестерней второй ступени редуктора. Водило второй ступени неподвижно и через шлицевое соединение связано с одной из опор механизма. Сателлиты обеих ступеней редуктора сидят на осях водила на капроновых втулках. Количество сателлитов в каждой ступени равно трем. Зубчатые венцы редуктора связаны с барабаном с помощью шпонок.
Редуктор смазывается жидким маслом.
Лист 41. Механизм подъема главной лебедки экскаватора Э-1602.
Редуктор механизма подъема представляет собой замкнутую двухступенчатую планетарную передачу с четырьмя центральными колесами (см. листы 38, 40).
Водило первой ступени редуктора через шлицевое соединение связано с промежуточным валиком солнечной шестерни второй ступени и является плавающим. Водило второй ступени связано со шки-
29


вом ленточного тормоза. Конструктивно каждая ступень редуктора расположена по краю канатных барабанов механизма подъема. Количество сателлитов в каждой ступени редуктора равно трем.
Вал электродвигателя связан с входным валом редуктора через упругую соединительную муфту, встроенную в шкив колодочного электромагнитного тормоза, предназначенного для останова всего механизма подъема.
Зубчатые передачи редуктора смазываются жидким маслом, а опорные подшипники канатных барабанов густой смазкой.
Лист 42. Многоскоростная лебедка с трехдвигательным приводом. Вариант 1. На листе представлена конструкция лебедки башенного крана для строительства домов повышенной этажности.
Планетарный механизм лебедки состоит из трех элементарных рядов с одним внешним и одним внутренним зацеплением, составленных по замкнутой схеме. Понижающая передача тоже состоит из внешнего и внутреннего зацеплений. Планетарный редуктор конструктивно встроен в барабан лебедки. К корпусам опор барабана фланцами крепятся электродвигатели. Соединение электродвигателей с редуктором осуществляется через зубчатые муфты.
С помощью зубчатых муфт солнечные шестерни всех рядов редуктора выполнены плавающими. В первом, втором и третьем планетарных рядах поставлено по три сателлита, а в четвертом — пять сателлитов, так как этот ряд наиболее тяжело нагружен.
В лебедке применены шариковые радиальные однорядные подшипники качения.
Диаграмма включения двигателей лебедки представлена в табл. 17.
Таблица 17
№
двигателя
Направление вращения двигателя
Работа двигателей на ступенях скорости
1
2
3
4
5
6
7
Ml
Вперед
Заторможено
X
Назад
X
X
X
М2
Вперед
X
X
Заторможено
X
X
Назад
X
X
М3
Вперед
X
X
Заторможено
X
X
Из диаграммы видно, что из трех двигателей лебедки в работе участвуют: на первых четырех ступенях скорости, а также на шестой ступени — один двигатель при заторможенном втором. Планетарный механизм при этом работает как замкнутая планетарная передача. На пятой и седьмой ступенях скорости включены два двигателя.
Значения скоростей выходного звена, каната и вращаемого вхолостую основного звена планетарного механизма на различных ступенях скорости приведены в табл. 18.
Скорости рассчитаны исходя из действительных параметров планетарного механизма и номинальных скоростей двигателей.
30
Таблица 18
№ ступени скорости
Направление вращения основных авеньев планетарного механизма
Тяговое усилие в кгс (Н)
Скорость выходного звена в об/мин (рад/с)
Линейная скорость каната в м/с
Скорость основного звена, вращаемого вхолостую в об/мин (рад/с)
1
Я1 << л3 ~ 0; [я2]
5 000
49,2
0,107
— 188
(49 033,2)
(5,17)
(-19,74)
2
я. < 0; л, = 0; [я,]
5 000
184
0,40
—2600
(49 033,2)
(19,32)
(-273,0)
3
«1 <0; л. * 0; [я,]
5 000
322
0,70
+220
(49 033,2)
(33,81)
(+23,1)
4
л8 > 0; л, =» 0; [я,]
2 500
482
1,05
—1800
(24 516,6)
(50,61)
(—189,0)
5
Яз > 0; я2 < 0; [лх]
2 500
665
1,45
—3600
(24 516,6)
(69,83)
(—378,0)
6
л* > 0; Ях = 0; [я,]
1 000
1020
2,23
+950
(9 806,7)
(107,1)
(+99,75)
7
я, > 0; ях < 0; [я,]
1 000
1342
2,93
+700
(9 806,7)
(140,91)
(+73,5)
Примечание. л,, л*,
щ — скорости в об/мин основных звеньев плане-
тарного механизма; [л] — скорость в об/мин основного звена, вращаемого вхоло-
стую.
Зубчатые передачи солнечных колес и сателлитов выполнены из стали 18ХГТ. Для эпициклических зубчатых венцов была принята сталь 40Х.
Зубчатые передачи редуктора смазываются жидким маслом, а подшипники опор барабана густой смазкой.
Масса лебедки 1850 кг. Габаритные размеры в мм: длина 3020, ширина 1009, высота 870. Суммарная мощность электродвигателей 70,3 кВт. Канатоемкость барабана 180 м.
Все электродвигатели лебедки имеют тормоза ТКТ-300, установленные на конце вала двигателя.
Лист 43. Многоскоростная лебедка с трехдвигательным приводом. Вариант 2. В отличие от предыдущей конструкции лебедка имеет трехдвигательный привод с четырехзвенным планетарным механизмом, построенным по схеме ЗК- Двигатели размещены: два сбоку от барабана и один параллельно ему. Крепление двигателей к корпусу редуктора — фланцевое. Корпус редуктора литой и состоит из двух частей. В правой части размещается планетарный механизм и шестерни выходной понижающей передачи. В левой части расположены дополнительная передача от двигателя АОС 2-52-6 и электромагнитная муфта типа ЭМ-5, отсоединяющая двигатель на трех последних ступенях скорости, предохраняя его от вращения вхолостую на чрезмерно больших скоростях. Два других двигателя соединены с солнечными шестернями планетарного механизма с помощью зубчатых муфт, т. е. солнечные шестерни являются плавающими. Количество сателлитов в планетарном механизме равно трем.
Связь дифференциального редуктора с барабаном осуществляется через открытую передачу с передаточным числом, равным 9.
Диаграмма включения двигателей трехдвигательного привода с планетарным механизмом грузоподъемной лебедки представлена в табл. 19.
Из диаграммы видно, что из трех двигателей лебедки в работе одновременно участвуют либо два двигателя, либо один двигатель при заторможенном втором. Третий двигатель в это время обесточен и вращается вхолостую.
На первых двух ступенях скорости, а также на четвертой и восьмой ступенях включен один двигатель и планетарный механизм привода работает как простая планетарная передача.
Таблица 19
№ двигателя
Направление вращения двигателя
Работа двигателей на ступенях скорости
1
2
3
4
5
6
7
а
9
MI
Вперед
X
X
X
X
Заторможено
X
X
Назад
X
М2
Вперед
X
X
X
X
Заторможено
X
Назад
X
М3
Вперед
X
X
X
X
Заторможено
X
На остальных ступенях скорости включаются два двигателя, что определяет работу планетарного механизма в качестве дифференциала.
Значения скоростей выходящего звена, каната и вращаемого вхолостую основного звена планетарного механизма на различных ступенях скорости приведены в табл. 20.
Таблица 20
№ ступени скорости
Направление вращения основных звеньев планетарного механизма
Тяговое усилие в кгс (Н)
Скорость выходного эвена в об/мин (рад/с)
Линейная скорость каната в м/с
Скорость звена, вращаемого вхолостую, в об/мин (рад/с)
1
Л, > 0; я, = 0; [ях]
5 000
45
0,103
—250
(49 033,2)
(4,73)
(-26,25)
2
я, > 0; я, = 0; [я,]
5 000
82
0,19
70
(49 033,2)
(8,61)
(7,35)
3
я» < 0; я, > 0; [я3]
5 000
140
0,32
334
(49 033,2)
(14,7)
(35,07)
4
я, — 0; я, > 0; [я,]
5 000
244
0,56
422
(49 033,2)
(25,62)
(44,31)
5
я, > 0; я, > 0; [я„]
5 000
326
0,75
493
(49 033,2)
(34,23)
(51,77)
6
я, > 0; я8 > 0; [яд]
2 500
560
1,28
2700
(24 516,6)
(58,8)
(283,5)
7
я, > 0; пх > 0; [я2]
1 000
816
1,87
666
(9 806,7)
(85,68)
(69,93)
8
я, > 0; я, = 0; [я2]
1 000
1090
2,5
1320
(9 806,7)
(114,45)
(138,6)
9
я, > 0; ях < 0; [л2]
1 000
1360
3,01
1950
(9 806,7)
(142,8)
(204,75)
Примечание, л,, л..
п» — скорости в об/мин основных звеньев плане-
тарного механизма; [л] — скорость в об/мин основного звена планетарного меха-
ннзма, вращаемого вхолостую.
Все зубчатые передачи изготовлены из стали 40Х. Редуктор лебедки смазывается жидким маслом.
Масса лебедки 1750 кг. Габаритные размеры в мм: длина 1790, ширина 1550, высота 1100. Канатоемкость барабана 180 м.
Все электродвигатели лебедки имеют колодочные электромагнитные тормоза, установленные на конце вала двигателя.


Глава V
МОТОР-БАРАБАНЫ С ПЛАНЕТАРНЫМИ ПЕРЕДАЧАМИ
Листы 44 и 45. Крановые мотор-барабаны 0 1450. Мотор-барабан является грузовой лебедкой башенного крана для высотного строительства.
Барабан предназначен для однослойной навивки каната. Кинематическая схема мотор-барабана показана на листе 45.
Барабан 11 установлен на опорах качения, 5, связанных между собой обечайкой 12. Внутри обечайки на салазках 1 установлен электродвигатель 13 постоянного тока с электромагнитным ленточным тормозом 14.
Редуктор лебедки состоит из двух планетарных ступеней. Первая ступень 7 (см. лист 45), собранная в отдельном корпусе, получает вращение от двигателя через шлицевый валик 6, проходящий через отверстие в солнечном колесе второй ступени.
Шарнирность соединения этого валика с муфтой двигателя и солнечным колесом редуктора первой ступени обеспечивает выравнивание нагрузок между сателлитами. Корпус редуктора первой ступени подвешен на системе рычагов, воспринимающей реактивный момент редуктора, но оставляющей свободу радиальных перемещений последнего.
В качестве замыкающего звена рычажной системы установлен датчик усилий, включенный в систему ограничителя грузоподъемности и указателя массы поднятого груза. Так как датчик работает только на растяжение, то в зависимости от рабочего направления вращения барабана сборка рычагов производится или по схеме (лист 45), или зеркально относительно последней.
Осевые перемещения редуктора первой ступени ограничиваются его упором в шарики <5, определяющие плоскость торцового прилегания корпуса, и пружинами 9, воспринимающими массу редуктора.
На выходном валу редуктора закреплено солнечное колесо второй ступени. Благодаря упомянутой плавающей подвеске редуктора это колесо самоустанавливается по сателлитам второй ступени, равномерно распределяя между ними нагрузку.
Крутящий момент на барабан 11 передается через эпициклический венец второй ступени редуктора. Опоры 5 барабана и редуктор второй ступени находятся в замкнутой полости, в нижней части которой залито масло, смазывающее рабочие детали механизма. Для возможности осмотра и обслуживания электродвигателя и тормоза салазки, на которых они установлены, могут выдвигаться из барабана наружу. Движение салазок производится винтовым механизмом 4 с ручным приводом. Салазки имеют два продольных механически обработанных полоза, которыми они центрируются в кольцах, вваренных внутри обечайки и расточенных внутри.
Электродвигатель и тормоз при закреплении на салазках выверяются относительно полозьев вне барабана. Эта операция обеспечивает правильное центрирование двигателя в барабане благодаря тому, что салазки в обечайке всегда фиксируются однозначно. Закрепление салазок в обечайке производится при затягивании их винтом 4. При этом салазки заклиниваются наклонными плоскостями 5, ориентированными так, что они прижимают салазки книзу и воспринимают крутящий момент. Никаких дополнительных элементов крепления салазок к обечайке не требуется.
Шлицевый валик 6 вводится в муфту двигателя через торцовое отверстие редуктора первой ступени после закрепления салазок. Приваренные внутри обечайки выступы 2 удерживают салазки от
опрокидывания, когда при их выдвигании центр тяжести переходит за опорную кромку. Если в этот момент подвесить салазки подъемным крюком и выдвинуть их далее за упоры 2, салазки могут быть свободно приподняты вверх и, выйдя из зацепления с гайкой винтового устройства, отделены от лебедки.
Описанное устройство позволяет применять на мотор-барабане электродвигатель обычного исполнения любого типа и дает возможность легко производить замену этого двигателя при эксплуатации.
Особенностью мотор-барабана является также блочность конструкции.
Отдельными легко отделяемыми узлами являются первая ступень 7 редуктора, а также вторая его ступень 10.
Блочная компоновка облегчает ремонт механизмов и создает широкие возможности выпуска различных модификаций базовой модели лебедки.
Быстроходный планетарный редуктор первой ступени 7 имеет колеса с шевронными зубьями. Солнечное колесо сделано плавающим. Сателлиты и водило вращаются в шарикоподшипниках. Передачи работают в масляной ванне. Уплотнения выполнены из стандартных армированных резиновых манжет.
Редуктор второй ступени 10 с заторможенным водилом имеет прямозубые колеса. Корпус его неразъемный, сварной из листовой стали. В промежутках между сателлитами корпус имеет сквозные окна, выполненные с помощью фигурных труб, связывающих внешнюю и внутреннюю стенки корпуса. Помимо повышения жесткости корпуса указанные окна обеспечивают сквозную вентиляцию полости барабана, в которой помещается двигатель.
Опоры качения 5 барабана представляют собой два специальных шарикоподшипника, каждый из которых имеет два кольца: наружное, неподвижное, связанное через торцовую стенку со сквозной обечайкой /2, и внутреннее, прикрепленное к барабану 11 и вращающееся с ним. Одно из внутренних колец является одновременно эпициклическим колесом редуктора второй ступени. Дорожки качения колец имеют поверхностную термообработку. Ввиду малых скоростей и относительно малых нагрузок на шариковые опоры последние выполнены без сепараторов, что значительно упрощает конструкцию.
Крепление лебедки к основанию производится в трех точках, чем исключается появление в конструкции неопределенных напряжений при затяжке фундаментных болтов.
Кроме того, данная система устраняет влияние на лебедку деформаций основания, к которому она прикреплена.
Для предохранения фундаментных болтов от изгиба предусмотрены сферические шайбы.
Конструкция мотор-барабана разработана во ВНИИстройдормаше.
Лист 46. Мотор-барабан 0 630 предназначен для привода ленточного конвейера. Электродвигатель и редуктор привода встроены внутрь барабана. Редуктор двухступенчатый, первая ступень планетарная выполнена по схеме Л/, вторая — обычная передача внутреннего зацепления с промежуточной шестерней также выполнена по схеме AI с остановленным водилом.
Статор электродвигателя через фланцы связан с опорными валиками барабана, которые закреплены от вращения.
Количество сателлитов в планетарной ступени редуктора равно двум, а количество промежуточных шестерен во второй ступени редуктора — трем.
Водило планетарной ступени редуктора жестко связано с центральной шестерней второй ступени редуктора. В редукторе отсут¬
ствуют плавающие звенья. Движение на барабан передается через зубчатый венец второй ступени редуктора, который связан с барабаном с помощью винтов и штифтов. Внутрь барабана налито жидкое масло, которое смазывает зубчатые передачи и подшипники и охлаждает статор электродвигателя.
Лист 47. Мотор-барабан МБ -g~l,6. Лист 48. Двигатель-барабан.
Конструкции мотор-барабанов, представленные на листах 47, 48, предназначенные для привода ленточных конвейеров, аналогичны конструкции, приведенной на листе 46.
Двигатель встроен внутрь барабана, закреплен от вращения. Редуктор двухступенчатый: первая ступень — планетарная, вторая — внутреннего зацепления с промежуточной шестерней. Количество сателлитов в планетарной ступени редуктора по листу 47 равно единице, а количество промежуточных шестерен во второй ступени редуктора равно трем. Те же данные для остальных листов соответственно равны двум и трем.
Листы 49 и 50. Привод пластинчатого конвейера. Электродвигатель и редуктор привода встроены внутрь барабана, к которому с торцов крепятся приводные звездочки конвейера. Статор электродвигателя закреплен от вращения.
Редуктор привода выполнен двухступенчатым: первая ступень планетарная, выполненная по схеме ЗК, вторая — передача с внутренним зацеплением и промежуточной шестерней. Количество сателлитов планетарной передачи равно трем, а промежуточных шестерен, передающих крутящий момент на зубчатый венец второй ступени редуктора и далее на барабан привода, равно пяти. Наружный венец второго ряда планетарной ступени редуктора через зубчатые муфты связан с центральной шестерней второго ряда редуктора, что позволяет зубчатым колесам самоустанавливаться.
Глава VI
ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ ИЗ РАЗНЫХ ОТРАСЛЕЙ МАШИНОСТРОЕНИЯ
Лист 51. Привод рабочего органа навесного оборудования к гусеничному крану КТС-5Э состоит из двух редукторов: с обычным внешним зацеплением и планетарного, выполненного по схеме ЗК- Передаточное число первого редуктора равно 1,08; он в основном служит для подсоединения к центральному валу привода трех гидромоторов. Передаточное число планетарного редуктора равно 50,4.
Плавающим звеном в планетарном редукторе является зубчатый венец первой ступени редуктора, который связан через зубчатую муфту с неподвижным корпусом редуктора.
Движение на полый вал привода, на котором смонтированы звездочки, передается через зубчатый венец второй ступени планетарного редуктора. Число сателлитов равно трем.
Оба редуктора связаны между собой центральным промежуточным шлицевым валиком с помощью муфт.
Редукторы смазываются жидким маслом.
Лист 52. Планетарный механизм поворота применяется в трансмиссиях гусеничных машин и служит для частичного или полного затормаживания одной из гусениц при повороте машины.
31


Механизм конструктивно оформлен в виде замкнутой планетарной передачи типа AI в сочетании с многодисковой фрикционной муфтой сухого трения (фрикцион) и двумя тормозными шкивами ленточных тормозов. Большой тормозной барабан служит для предотвращения передачи движения со стороны коробки перемены передач на планетарный механизм поворота, а малый — для частичного подтор- маживания механизма. Для полного останова механизма затормаживаются оба барабана. Если оба тормоза отпущены, получается прямая передача движения на ведущее колесо гусеницы.
Движение передается через шестерню z = 20 на большой тормозной барабан, на водило планетарного механизма и на наружный зубчатый венец редуктора и далее на ведущее колесо гусениц. Одновременно через фрикционную муфту движение передается на солнечную шестерню планетарного ряда.
Зубчатые передачи и подшипники планетарного механизма поворота смазываются жидким маслом.
Лист 53. Тяговое планетарное колесо экскаватора ЭКГ-4 предназначено для привода каждой гусеницы отдельным двигателем ДП-52. Редуктор колеса представляет собой многоступенчатую планетарную передачу ЗК внутреннего зацепления со свободными блоками сателлитов (см. лист 34) и состоит из (см. кинематическую схему): центрального внутреннего венца (корпуса) /, втулки 2 (может быть игольчатый подшипник), блока сателлитов 3 (не менее трех), крайних венцов 4> болтов 5, связывающих венцы, ведущего вала шестерни 6, подшипников 7 промежуточного колеса, промежуточных колес <5, бандажей 9, двустороннего венца 10 (с внутренними и наружными зубьями) и пружинных колец 11 для осевой фиксации блоков. Связь раздвоенных венцов осуществляется четырьмя болтами большого диаметра, проходящими внутри сателлитов, причем два болта работают на срез.
В данной конструкции редуктора свободные блоки сателлитов разгружены от разворачивающего момента за счет симметричного приложения внешних сил. Связь между собой крайних внутренних венцов 4 производится приводным двусторонним зубчатым венцом 10, внутренние зубья которого находятся в зацеплении с зубьями двух промежуточных колес <5, а наружные — с зубьями сателлитов.
В планетарном редукторе отпадает необходимость относительной связи между осями блоков сателлитов 3 для предотвращения разворота их от действия внешних нагрузок, а поэтому отпадает необходимость . и в подшипниках, расположенных по осям вращения блоков.
Распорные силы, возникающие в зацеплениях, воспринимаются бандажами 9, по которым перекатываются, по специально для этого предусмотренным поверхностям, блоки сателлитов.
Толщина бандажей может выбираться такой, чтобы упругим прогибом под действием распорных усилий в блоках компенсировать основные погрешности изготовления зубчатых колес. Ведущий вал- шестерня также имеет возможность самоустанавливаться.
Условие сборки для этого исполнения схемы ЗК заключается в том, чтобы число зубьев колес сателлита, зацепляющегося с внешним венцом, было кратно числу сателлитов. Оси зубьев раздвоенных венцов и боковых колес сателлитов должны совпадать между собой с высокой степенью точности. Все колеса планетарной передачи улучшаются до НВ 280 ... 340. Смазка зацеплений — консистент- ным'маслом. Конструкция выполнена в институте НИПИГОРМАШ.
Лист 54. Ведущее мотор-колесо со встроенным планетарным редуктором. Планетарный редуктор типа 3 К встроен в ступицу колеса и приводится в движение гидродвигателем. Ведущим звеном является солнечная шестерня первой ступени редуктора, а ведо¬
32
мым — плавающий зубчатый венец второй ступени, который жестко связан с диском колеса. Неподвижным звеном является зубчатый венец первой ступени редуктора, который связан с помощью зубчатой муфты с рамой колесной машины. При необходимости эту муфту можно выключить, тем самым как бы разрывая кинематическую цепь между двигателем и колесом.
Редуктор смазывается жидким маслом.
В колесе со стороны противоположной редуктору установлен колодочный тормоз.
Лист 55. Мотор-колеса с планетарными передачами. На листе представлены различные конструкции мотор-колес дорожных машин.
На рис. 1 изображен двухступенчатый планетарный редуктор 2К—Я, встроенный с пневмоприводом в ступицу колеса.
Особенность конструкции заключается в том, что для опоры колеса применены два крупногабаритных подшипника сверхлегкой серии, внутри которых размещен редуктор.
Ведомым элементом является водило второй ступени редуктора, плавающими звеньями — водило первой ступени и солнечная шестерня второй ступени. Кроме того, выравнивание нагрузки между сателлитами происходит за счет частичного «плавания» солнечной шестерни первой ступени, расположенной консольно, а также за счет упругих свойств водила первой ступени редуктора и некоторой свободы самих сателлитов, установленных на осях консольно на одном подшипнике.
Зубчатые передачи смазываются жидким маслом, а подшипники колеса — густым.
На рис. 3 представлена конструкция одноступенчатого редуктора типа 2К—Н (AI) привода ходового колеса. Колесо смонтировано в двухрядном коническом подшипнике. Ведущим элементом является солнечная шестерня, неподвижным — водило, а ведомым — зубчатый венец.
Конструкция мотор-колеса со встроенным двухступенчатым редуктором типа 2К—Н и асинхронным электродвигателем показана на рис. 4. Схема редуктора аналогична схеме, приведенной на листе 30. Передаточное число равно
«=1-(4 + 02=-63*
Передача рассчитана на продолжительную работу.
С целью максимального сокращения осевых размеров наружные кольца подшипников сателлитов завальцованы непосредственно в венцах сателлитов, а внутренние удерживаются от сползания коническими тарелками, которые более надежны и занимают меньше места, чем стопорные кольца.
Конструкция узла имеет предельно плотную компоновку, для чего венец с внутренними зубьями выполнен заодно с ободом колеса, являющимся одновременно и наружной обоймой специального опорного радиального двухрядного шарикоподшипника колеса.
Планетарный цевочный редуктор типа К—Н—V привода мотор- колеса приведен на рис. 2 [5]; на рис. 2, а показана кинематическая схема редуктора, а на рис. 2, б — конструкция.
Эксцентрик 9 связан с валом электродвигателя 1 через двойную зубчатую муфту 10. Для роликов 8 эксцентрик имеет три беговые дорожки. Через сателлиты 6 вращение передается цевочному колесу 5 и дальше на ступицу колеса 4, которая опирается на два конических радиально-упорных подшипника 3. Механизм параллельных кривошипов 7 установлен в неподвижной ступице 2. Передача является двухсателлитной, причем один из сателлитов раздвоен и расположен симметрично относительно другого, что исключает неравномерность
распределения нагрузки по длине цевок колеса 5. Эксцентрик 9 выполнен плавающим и не имеет радиальных опор. Конструкция компактна и достаточно проста в сборке и разборке. Редукторы, показанные на рис. 2—4, смазываются консистентной смазкой. Конструкции редукторов (рис. 1 и 4) выполнены в институте НИПИГОРМАШ.
На рис. 5 представлена кинематическая схема редуктора мотор- колеса, конструкция которого разработана во ВНИИстройдормаше. Применен замкнутый планетарный двухступенчатый редуктор типа 2К—Я, состоящий из двух последовательно соединенных передач А1 (см. рис. 4). Водило второй ступени остановлено и является несущим элементом колеса 4, опирающегося на конические роликоподшипники 3. Крутящий момент на колесо передается через шлицевые соединения 5 и 6 эпициклических колес Ьх и Ь2 первой и второй ступеней передачи. Двигатель 1 постоянного тока через одинарную зубчатую муфту 2 соединен с плавающей солнечной шестерней первой ступени. Водило первой ступени соединено с солнечной шестерней второй ступени с помощью зубчатой муфты 7, что позволяет выравнивать нагрузку по сателлитам второй ступени.
Лист 56. Автоматическая коробка передач автомобиля «Чайка» состоит из следующих сборочных единиц: гидродинамического трансформатора крутящего момента; планетарного редуктора, обеспечивающего три передачи для движения вперед и одну для движения назад; двух многодисковых сцеплений; двух ленточных тормозов и муфты свободного хода для включения надлежащей передачи планетарного редуктора; двух масляных насосов; системы гидравлического управления и кнопочного привода управления коробкой передач.
Планетарный редуктор состоит из каретки с тремя парами коротких и длинных сателлитов, двух солнечных шестерен и ведомой шестерни внутреннего зацепления.
Первое сцепление работает на всех передачах для движения вперед, имеет восемь поверхностей трения, при включении соединяет ведущий вал коробки с малой солнечной шестерней.
Второе сцепление работает на третьей (прямой) передаче и заднем ходу, при включении соединяет ведущий вал с большой солнечной шестерней. Сцепление имеет десять поверхностей трения.
Поршни обоих сцеплений по наружному диаметру уплотнены резиновыми манжетами, выполненными из специальной маслостойкой резины.
Передний ленточный тормоз включается на вто[ ой передаче, останавливая большую солнечную шестерню, задний тормоз включается при включении заднего хода и останавливает каретку. Включение тормозов и сцеплений производится под давлением специальной рабочей жидкости. Уплотнение вращающихся деталей производится с помощью чугунных уплотнительных колец, а деталей, перемещающихся поступательно, — с помощью резиновых колец.
Остановка каретки при включении первой передачи производится с помощью роликовой муфты свободного хода, которая воспринимает реактивный момент и не дает возможности каретке проворачиваться в обратную сторону. Муфта свободного хода заменяет действие заднего ленточного тормоза. В связи с тем, что выключение муфты происходит автоматически и точно в момент затягивания переднего ленточного тормоза, обеспечивается необходимая плавность переключения с первой передачи на вторую.
При передаче больших крутящих моментов передний тормоз затягивается быстро под большим давлением масла, в случае движения с малым открытием дроссельной заслонки передний тормоз останавливает солнечную шестерню медленно, что позволяет обеспе-


Чить "надлежащую плавность переключения при любых режимах движения. Таким образом, с введением в планетарный ряд муфты свободного хода, работающей на первой передаче, обеспечивается плавность переключения с первой передачи на вторую и возможность применения первой передачи для трогания с места'на эксплуатационном режиме.
Планетарная коробка на первой передаче работает как простая зубчатая передача с промежуточными шестернями. На второй передаче длинные сателлиты обкатываются вокруг большой солнечной шестерни, которая на этой передаче заторможена. На третьей передаче (прямой) вся система шестерен вращается йак единое целое (нет относительного движения шестерен). Прги включении заднего хода планетарная коробка работает как простая зубчатая передача.
Все шестерни планетарного ряда имеют винтовые зубья и изготовлены из стали 40Х.
Коробка передач смазывается жидким маслом. -
Лист 57. Двигатель пневматический с планетарным редуктором окрасочного робота. Конструкция представляет собой пневмодвигатель и планетарный редуктор ЗК и предназначена для привода руки окрасочного робота. Рабочее давление воздуха в пневмодвигателе составляет 5 кгс/см2 (0,49 МН/м2), а расход воздуха при номинальной нагрузке — 1,2 м3/мин (0,02 м3/с).
Вал 1 планетарного редуктора является выходным, частота вращения которого на холостом ходу составляет 150 об/мин (со = = 15,75 рад/с). Выходной вал выполнен заодно с эпициклом (г = 37) второй ступени редуктора, а неподвижным звеном является эпицикл (Z =* 35) первой ступени редуктора 5, который удерживается от вращения с помощью сухарей 2. Два сателлита 3 (г = 14). установлены на осях водила на игольчатых роликах 4. Число зубьев солнечной шестерни ротора составляет г = 7; модуль зубчатых передач /п ==.1. Смазка подшипников и зубчатых передач осуществляется смазкой ЦИАТИМ-201.
Лист 58. Планетарный редуктор привода несущего винта вертолета [10, 14, 29]. Редуктор состоит из одноступенчатой конической передачи и двух последовательно соединенных планетарных передач типа AI. Сателлиты в обеих ступенях установлены на подшипниках скольжения. Число сателлитов по ступеням соответственно равно 6 и 8. Их оси выполнены заодно целое с водилом. Плавающими звеньями в планетарной передаче являются все центральные колеса. Ведущим звеном является солнечная шестерня первой ступени, ведомым — водило второй ступени планетарной передачи, которое жестко связано с валом несущего винта вертолета. Передача смазывается жидким маслом под давлением.
Лист 59. Планетарные редукторы привода соосных винтов самолета и вертолета. Конструкция на рис. 1 [10] представляет собой передачу турбовинтового двигателя к соосным винтам самолета.
Редуктор состоит из последовательно.. соединенной. юдносту.пе_н- чатой планетарной передачи типа AI и простой двухступенчатой цилиндрической передачи с внешним и внутренним зацеплением. Число сателлитов в планетарной передаче равно трем, плавающими звеньями являются центральные колеса, ведущим звеном является солнечная шестерня, ведомым звеном — водило.
Движение на обычную передачу передается от водила через шестерню, связанную с ним с помощью зубчатой муфты. Эта шестерня зацепляется с зубчатым колесом, которое имеет упругий элемент в виде пружин. Остальные зубчатые колеса обычной передачи также имеют возможность самоустанавливаться за счет применения зубчатых муфт.
3 Руденко В. Н.
Винты вращаются в разные стороны, что устраняет реактивный момент, действующий на самолет.
Конструкция на рис. 2 представляет собой передачу для привода соосных винтов вертолета.
Одноступенчатый редуктор типа AI является дифференциальной передачей, что позволяет одновременно приводить в движение оба винта, причем в разные стороны и с одинаковой частотой вращения. Число сателлитов равно четырем. Плавающими звеньями являются центральные колеса, ведущим звеном является солнечная шестерня, которая приводится во вращение от двигателя через муфту обгона, ведомыми звеньями — водило и эпициклическое колесо.
Оба редуктора смазываются жидким маслом под давлением.
Лист 60. Коробка скоростей токарно-копировального полуавтомата с программным управлением служит для привода шпинделя станка. Коробка содержит две планетарные передачи типа А А, соединяемые последовательно.
Движение от трех двухскоростных электродвигателей к входным валам коробки передается через клиноременные передачи. Один из электродвигателей приводит в движение водило первой планетарной ступени, другой — солнечную шестерню первой ступени, а третий — солнечную шестерню второй планетарной ступени. Водило первой планетарной ступени связано с водилом второй ступени через передачу с передаточным числом и = 1.
Движение на шпиндель станка передается от солнечной шестерни второго ряда второй планетарной ступени через цилиндрическую косозубую передачу. На трех приемных шкивах коробки скоростей установлены тормоза.
При включении той или иной скорости одного или нескольких электродвигателей (см. таблицу угловых скоростей) в сочетании с планетарными ступенями коробки скоростей на шпинделе можно получить 62 различные скорости, что позволяет производить обработку изделий на оптимальных режимах резания. Включение того или иного режима работы шпинделя производится специальным программным устройством (здесь не рассматривается).
Коробка скоростей смазывается жидким маслом, а подшипники шкивов — густым.
Лист 61. Дифференциал зубофрезерного станка 5312 предназначен для суммирования движений заготовки и инструмента при нарезании зубчатых колес.
Лист 62. Дифференциал зубофрезерного станка 5П325 составлен из прямозубых цилиндрических колес с двумя парами сателлитов, зацепляющихся между собой. Коробка сателлитов жестко связана с червячным колесом z = 24.
Лист 63. Стенд с замкнутым силовым контуром для исследования планетарных редукторов. В Государственном научно-исследовательском институте машиноведения [25] создан комплекс стендов для исследования планетарных и дифференциально-планетарных редукторов турбозубчатых агрегатов.
Стенд состоит из механической части, электропривода с тиристорным преобразователем, систем смазки, автоматики и КИП, а также электронного измерительного комплекса с управляющей ЭЦВМ Днепр-1. Механическая часть стенда выполнена по схеме замкнутого контура, чем облегчена возможность получения в его контуре реального для современных турбозубчатых агрегатов циркулирующего момента и окружных скоростей деталей движения.
Стенд состоит из следующих основных частей: 1 — электродвигателя, 15 — замыкающего редуктора, 11 — гидравлического нагружающего устройства, 8 — испытуемого планетарного механизма, 7 — ртутного токосъемника, 6 — виброизолирующей опоры, уста¬
новленной на проставке 5, которая связана с фундаментом 3 при помощи амортизаторов 4.
Механическая часть стенда и электродвигатель размещены на фундаментах, акустически изолированных один от другого и от несущих конструкций здания. В качестве приводного электродвигателя использована балансировочная машина типа МПБ мощностью 177 кВт с весовым устройством для измерения КПД стенда. Передача движения от электродвигателя к замыкающему редуктору осуществляется через плавающие зубчатые муфты 2 и торсион 16.
Динамическая развязка испытуемого механизма от замыкающего обеспечивается гидравлическим нагружающим устройством, а также плавающими зубчатыми муфтами 2, которые позволяют выравнивать нагрузки по обеим линиям валопровода — скоростному торсионному валу 9 и составному полому ротору 10.
Гидравлическое нагружающее устройство с помощью торсионного вала 9, замыкающего солнечные шестерни, и ротора 10, замыкающего водила, соединяет в замкнутый контур два планетарных механизма с одной степенью свободы, а с помощью гидронагружа- теля /2, закручивающего торсионный вал, создает нагрузку в замкнутом контуре стенда.
Торсионный вал 9 и ротор 10 установлены в подшипниках жидкостного трения 13 и 14, что позволяет использовать упругие свойства масляной пленки подшипников в качестве зон амортизации.
Частота вращения торсиона 9, в частности, если в испытуемом планетарном редукторе установлен эпицикл, составляет 9000 об/мин (со = 940 рад/с), а ротора 10 — 1500 об/мин (о = 157 рад/с).
Рабочие камеры гидронагружателя заполняются маслом и образуют гидравлическую упругую связь в тихоходном валопроводе.
Гидронагружатель работает в режиме постоянных протечек масла из рабочих камер, давление масла на входе которых задается и поддерживается автоматически. Величина крутящего момента, развиваемая нагружающим устройством в тихоходном валопроводе, лежит в пределах от 60 до 35х104 кгс см(5,9 — 34,4• 103 Нм) при давлении масла в рабочих камерах до 16 кгс/см2 (1,57 МН/м2).
Для съема сигналов с датчиков, установленных на вращающихся деталях, применен специальный многоканальный двухкаскадный ртутный токосъемник (рис. 2).
Токосъемник [25] состоит из корпуса 18, внешнего полого ротора 19 и внутреннего ротора 20. На валу внутреннего ротора установлен ряд коллекторных колец 24, амальгамированных по наружной поверхности слоем'ртути. Число колец определяется требуемым количеством каналов связи с солнечной шестерней. Ответные кольца первого каскада 22 закреплены во внешнем роторе. Пары коллекторных колец изолированы друг от друга. Кольца 24 соединены с клеммами 28 на колодке 27 первой поводковой муфты 29. Эта муфта с помощью торсионного валика соединяется с солнечной шестерней. На валу внешнего ротора установлены коллекторные кольца 23 второго каскада.* Ответные кольца 21 неподвижно закреплены в корпусе. Все кольца 22 первого каскада электрически соединены с кольцами 23 второго каскада. Остальные кольца второго каскада соединены с клеммами на колодке второй поводковой муфты 77, которая вращается вместе с водилом от штыря 26.
Таким образом, электрический сигнал с датчика, установленного на солнечной шестерне, поступает на неподвижную клеммную колодку корпуса токосъемника, пройдя через две пары коллекторных колец двух каскадов. Сигнал с водила снимается на колодку с помощью колец второго каскада1.
1 См. статью инж. В. Г. Кудинова в ж. «Вестник машиностроения», JSfe 7, 1974.
33


D6*2J*28
258
175
Рас. 2
Планетарные
Лист
одноступенчатые
1
редукторы


Рис.2
Планетарные редукторы
Лист
2
35


Ш (габарит)
36


37


Ь
ш
\
1
Ws^WxNxxvsxxx
Основные
показатели
Ступени
быстроходная
тихоходная
Модуль в мм Число зубьев : za (zar)
* zb (zb') zc(zc')
Передаточное число
редуктора
Общее передаточное
число
Масса в кг
Объем заливаемого
масла в л
1t75
18
144
63
9
61,
5i
А
3
20
94
37
5,7
3
6
1
т
383 (габарит)
Редуктор
планетарный
дбухступенчатый
38


/ s
ж) 3) »)
Установка сателлитов
Лист
планетарных передач
6
39


Техническая - характеристика. ( к рис. 1) _
Частота вращения входного вала в об/мин (рад/с)—5000 (ш*52Ь) Момент на входном валу в Н-м — 588,4
Передаточное число ~~ 5,2
Масса в кг —55
Рис. 2
Рис.з
Рис. 5
Планетарные редукторы Ласт с плавающими звеньями j
40


Jig
s§-
IS
I5
-B.
|5
^ о
t a: S*s
$45
*0
**•* 5 5»
l.|
и
II
41


42


43


Габаритные и присоединительные размеры мотор-редукторов 9 им
Кинематические схемы
Быстроходный 4 вал ►
1
_ , . Быстроходный. ^
Тихоходный вап | - д
-■ Вал
>2^ 4
1-^4
I //
(.
л*
*> 1
1
Допустимая консольная нагрузка на вал мотор-редуктора (приложена к середине конца вала)
Типоразмер
MPA-I
ИЯ4-2Г
мра-ш
ПРА-В
МРА-1
Консольная нагрузка,
250
2452
300
2942
550
5432
т
3923
500
4303
Подшипники, применяемые в одноступенчатых редукторах
Наимено-
вание
опор
Типоразмер мотор-редуктора
Кол.
МРА-1
МРА-П
мра-ш
№ подшипника
Опора
сателлитов
202
202
302
6
Опора . Водила
114/ /211
114/
У211
215/ У213
1+1
Подшипники, применяемые в двухступенчатых редукторах
Типа- размер мотор- редуктора
Опоры
сателлитов
Опоры
водила
I ступен&К ступень
1стулень\Е ступень
№ подшипника
№ подшипника
МРА-1
101
202
203
11У211
МРА-1
101
.202
203
11У211
МРА-Ш
202 ■
302
302
21Уиз
МРА-Ш
202
303
302
2154п
МРА-1
202
303
302
215У313
Количество
6
Б
1
1 +1
Обозначение мотор- редуктора
ш
кгом
(Н'М)
I:Обозначение электродвигателя
L
h
L,
L7
l2
L6
l
d
В
Bi
B2
B3
BH
b
H
h
Mac-
cat
n
"РА-1* §J
12,5
(Щ
А0П2-12-4 1
ucfh-M3Q1
550
528
146
255
125
43
"РА-1' &
11,1
(10S$
А0П2-21-4 исп. М301
560
538
280
118
47
МРА-1-£0
9,2
(90$
А0П2-22-4 исп. М301
555
533
300
150
5i
"М'М
цз
т
А0Л2-32-4 исп. М301
590
568
320
122
172
65
275
140
25
a
"РА4Г-
17,6
(17$
АолгыЗ-ч
ис-п. MI301
550
525
95
73
m
220
20
17
240
100
146
i3
МРА-Д-§
16J
(162)
... АОЛ2-21-4 исп. М301
560
538
90
68
280
118
150
255
125
47
МРА-П-§
2Щ
(2П)
А0Л2-31-4 исп. М301
615
593
305
57
МРА-Л-%
13,2
(129$
А0Л2-31-4 -исп. М301
560
538
320
122
172
275
140
58
МРА-Л' —
250
15
(147)
. А0Л2-41-4 исп. М301
655
633
210
260
375
250
143
222
30
342
170
28
86
МРА-Ш-§■
23,3
{288)
- А0Л2-12-Ч исп. М301
595
573
-
ЗЮ
-■
146
-
49
МРА-Ш- Jg.
24,5
[2Щ
А0Л2-21-4 исп. МЗОТ
580
558
97
75
200
250
270
110
135
150
65.
285
140
25
55
МРА-Ш-§
32,4
(318)
.. AdOZ-31‘4 исп.N301
600
578
335
172
65
МРАгШ-Ц
29,8
(292)
' А 0/12-32-4 исп. М301
630
608
70
МРА-Ш- g
22,7
(223)
А 02-4Ь4 исп. М301-
670
648
90
68
88
66
25
12
390
280
115
140
222
95
345
93
MPA-W^j
37,2
(367)
А0Л2-21-4 исп. М301
650
622
310
150
66
МРА-Ш
46
(450)
А0Л2-ЗЬ4 исп. М301
680
652
120
92
210
260
330
300
125
146
172
80
320
170
28
76
МРА-Ш-§
42,1
(412)
А0Л2-32-4 -исп. М301
665
637
118
90
81
МРА-1-Щ
49
(480)
. А0Л2г22-4 исп. М301
680
652
320
155
325
93
МРА-7-%
61
(599)
А0Л2-32-4 исп. М301
715
687
122
94
230
280
335
310
130
155
172
100
104
"РА-1-1§
53,7
(527)
А0Л2-41-4 UCP.M301 .
740
712
385
122 1
343
128
Исполнение А (вал конический)
А-~1
Габаритные размеры концов выходных валов редукторов в мм
Исполнение Б (вал цилиндрический)
А-А
А-А
n :тч
■-еЛ
Mi _
.4
' L H
.X
Тихоходный —I Вал
Типоразмер
D
L
l
■h
d
di
b
h
t
Типоразмер
D
L
l
li
b
h
t
MPA-I
MPA-11
МРА-Ш
35
80
56
22
M20*1fi
45
10
8
19,1
t I I
35
58
55
3
10
9
38,5
МРА-Ш
45
110
70
28
M30*2
83
14
9
24, 3
МРА-Ш
45
82
70
7
14
12
49,5
MPA-7
50
110
80
28
M36*3
75
14
9
26,5
MPA-1
50
82
70
7
14
12
54,5
IL/j
Планетарные зубчатые мотор- редукторы типа МРА
/1ист
11
44


45
МПз2


46


Al-OtlU
€
ZL<t>
SL<t>
47
Планетарно- цево чные редукторы и мотор-редукторы


43


Увеличенный разрез
Техническая характеристика
Максимальный, крутящий момент на выходном Валу в Н-м-20600 Передаточное число -
первой ступени планетарной (при заторм. венце-вал 2) и^12, 1
(при заторм. сопнечн. шестерне-вал 1) и р 8,59 второй ступени и2=3,3
третьей ступени и 34
Общее передаточное число иобщ 174/122,54
Частота вращения выходного вала в ob/мин - 8^5/11,8 (си-0,87 и 1,27рад/с)
4 140у
Редуктор
планетарно-
цилиндрический
Лист
16
49


UШ_ t±3
1 01105 !
se
i^Mxgf—тщц
р£Щ£
= ^
J 7000 ^
Редуктор
Лист
2_/
*-±
[P
/ *
дифференциальный
17
60


61


52


/
Д-Д повернуто
А-А
5?

, дал
' электооаоа- гателя
Bud Г
Кинематическая схема
чвский датчик L
Техническая характеристика Наибольший крутящий момент на Выходном Валу в Н-м. —1080
Передаточное число и —331
'Электродвигатель:
тип -ТАР-21/4
мощность 8 кВт — 0,9
частота Вращения дала электродвигателя 8 од/мин (рад/с) -WOftSl)
Масса с электродвигателем В' кг — 105
Поанетарно - кривошипный редуктор привода секторного затвора погрузочной воронки
Лист
20
53


56
Техническая характеристика
Мощность электродвигателя в кВт — 0,1 Скорость Вращения электродвигателя В об/мин—10550 Сы=1105рад/с)
Скорость Вращения Выходного Вала редуктора В об/мин — 95 (ь)=9,94рад/с)
Передаточное число —111,1 КПД редуктора —0J8
Планетарный редуктор
Лист
затирочной машины
21


53


56


57


Ведущее звено 4у цевок
68


51>


Электродвигатель МТ-11-6
N=2,2 кВт; п=890 об/мин (си=93Лрад/с)
60
Общее передаточное число — 258 {вместе с открытой зубчатой парой)


61


Конец, Выходного Вала редуктора
Техническая характеристика
Передаточное число и—40 Расчетный момент М двигателя В Нм — 980,7 Радиальная деформация венцов при М в мм — 0,7 Частота вращения вала двигателя в об/мин —1200 (ш = 125,6 рад/с)
Частота вращения выходного вала редуктора в о5/мин—30 (ш-3,14 рад/с)
КПД редуктора — 0,96
Планетарный редуктор механизма поборота экскаватора ЭКГ-5 с гибким корпусом
Лист
29
62
смазка


63


5 1409
65


Техническая характеристика
Передаточное число —120 Мощность привода в кВт — 1,03 Давление Воздуха В МН/м2— 0,99 Крутящий момент В Н-м — 6869,7 Частота вращения
В о5/мин (рад/с) —1 (0,105) Масса с приводом Вне— 36
Рис. 1
Кинематическая схема
к рис. 1
Техническая характеристика
Кинематическая схема мощность привода Вквт — 1,оз
к рис. 3
Частота Вращения Ведущей шестерни
В об/мин (рад/с) —120 (со=12,6)
Момент на ведущей шестерне в Н -м — 117,7
Момент на Выходном Венце в Ншм — 4903,3
Передаточное число и —ВО
Число сателлитов — 4
масса редуктора в кг — 20
Рис. 2
Самотормозящие планетарные бесподшипниковые редукторы
ее


220
67
Ф1В0


с
л
I
I
V
/
у
I
\
/
I
I
Привод винта домкрата
Техническая характеристика лебедки
Мощность двигателя в кВт — 14
Частота вращения вала двигателя В об/мин—1380 (со = 144,5 рад/с)
Наименьший диаметр навивки каната в мм —252 Наибольшее тяговое усилие каната в н —16671,3 Наибольший диаметр навивки каната в мм—425 Наименьшее тяговое усилие каната в Н — 9806,7 Передаточное число —26 Масса лебедки с двигателем в кг — 405
Планетарная
Лист
скреперная
лебедка
35
68


69


70
Планетарные лебедка


z~93 z=12 z=24 z=60
Кинематическая схема главной лебедки
z=60 z=24 z=12_ z-93 z-39 m=t>
Подъемный
механизм
Назначение барабанов главной лебедки при различном рабочем оборудовании
~ТГ
п/п
Рабочее
оборудование
Левый барабан ф 500
Правый барабан Ф560
1
Прямая
лопата
Напорный
Подъемный
2
Обратная
лопата
Тяговый (к ковшу)
Подъемный (к $ло- ку рукояти)
3
Драглайн
Тяговый
Подъемный
4
Грейфер
Замыкающий
Поддерживающий
5
Кран без гуська
Подъемный
Для вспомогательных работ
6
Кран с гуськом
Для монтажных работ
Для перегрузочных работ
Техническая характеристика
Электродвигатели -АК-72-4 Мощность N в кВт—28
Частота вращения вала в об/мин-1420 (ш=148,5рад/с) Передаточное число редуктора—42,2 КПД редуктора —0,99(0,98)
Масса лебедки в кг—2178
Масса механизма подъема в кг-753
Механизм подъема главной лебедки экскаватора д-6516
71


72


73


74


76
Многоскоростная лебедка
с. трехдвигательным Лист
приводом. лу
Вариант 2


2190
2230 •
Крановый
Лист
мотор-барабан 0f45O
44
r 77


78


с 57’53
630
25 I 20
57,5
щтшшшшшттттшшттттштш^^^т
130
-PJ—
ttj
ТА
z-140 z=48
43
Контроль
масла
Г
И'"||
iiiiKSiiiS
T/7//77/W7777777T7T7.
s —5
т
кВ
I
— Z»22 - т-3 /
ш'шттШМ
о
г=ж
шк
1
70
ЕЗ
ш
15
т-Ч
Техническая характеристика
Передаточное число- и „^=36,8 I ступень (планетарная) и = 7,36 Л ступень и ш 5
Окружная скорость 5ара5ана в м/с
-1,3
Масса в кг - 698
Электродвигатель -АВ-71-Ч- N—20 кВт, п-1950 об/мин (152рад/с)
79


Техническая характеристика Передаточное число и „к,,. =29А
]_ ступень ( планетарная) и =4,098
7Г ступень и =4,727
Окружная скорость барабана :6- м/с—1,6
Масса в кг — S3 О
80


6 1409
Si


0936,6
82


83


84


надо dag voueoudoiu -потчиод
85


Техническая характеристика
Тяговое усилие на гусеничной ленте в Н—441315
Общее передаточное отношение и^щ-290
Расчетный момент двигателя в Нм—1078,77
Расчетный общий КПД передачи —0,86
Угловая скорость вращения двигателя соне ограничивается
Расчетный момент на колеса в Н-м—274596
Запас нагрузочной способности К-1,87
Смазка передач и подшипников - полужидкая заливная
Направление приложения моментов - реверсивное
Расчетное время работы передачи h—80000 ч г
Масса в кг — 1465
А-А (левый венец снят) Б
Контур трака ЭКГ-4
Тяговое планетарное колесо экскаватора ЭК Г-4
Лист 53
86


87


. . . 8 шпилек
Ф 275 ■ *Ж мгТ~
88


89


90


§ s
$ + 3*58
"и
§*
;•!•
55
I
Й*=>^ I гa
Q> I £
OO ^ ^
I J5&
Чэ л
ill
S?1
lit
^la's g g
g
e a a § 11 ? s g
||1
t$s


Рис.1. Привод соосных винтов ■ турбовинтового самолета
Техническая характеристика kdud.2
Мощность двигателя в кВт —103-110 Частота Вращения на входе в об/мин—1170-1260 (шш 122-132рад/с)
Частота вращения несущих винтов в о6/мин-195~210 (со “20—22рад/с )
Передаточное число —6
92


I
1
§!
3
Ъи>
sztl
—• x—
■ ‘ l
Ixl
!=6? ____ и
-H
hi l
SZl<f>
1
|
Qj §5
$rg
I-
i
i
$3
!
I
C*N
I-
|э s *
i'¬
t
1 1
1
1 1
ll к и
<гз^
g g* g § g « I' g f £ £ £ i §‘ §I S‘ S a I §5 § § S g £ I? § » 3 -*
25 1^ &< tS 2tT A ^ h 4j Cs Csi ^ °l ^ b ^ *4 ^ ч+ со
Oo^iSC^CMCMNO'?* Csj CM Csi cs, CM C\| Сч CS4 Cm
S'
+
I
N> N>
». 4
ем См
a a
I +
*0 s f»J N N
-, §[ 55 § 55 § §'
^ ? r ? r
nj N n* *0 ' СчГ Qq CO *M
*o *r! ^ s ^
i «». к ^ Q n ^
I + I + I
*0
cm
N> N4
N N5 h s
25 ^ £! ®
CM CO vn vm .' ^ 4 S >N
V» frj Q Nj *»* ^5 ^ ^}
f I + 1 + 1
сч bo bo -I- 1 +
nm
gssg
b«o T-*. b»o
+ 4- +
S I») N »^ Is l4 S N l»j l4 ^ ts
00 cm 25 <N'252525255*25!^ ^
+ ++++ + I I II I
Q>
bp о
^ Ьч
«м 25 io ^ к h
I I
No b*o
•t
I +
‘ fN &
QO iS i£ Cb
N h Cv Na N4
«5 csT ocT cm 25
* 55 * 1 g S$
+ 4- +
ьо
+ +
JN «5 ®5
Jo & S^
к h ^ 4-4-4-
о ill *!§.§ 8 |S
csiMj4hUi«e K«o6»Ov.N,^'^t2^^
- , _ - - - - <5 ^ ^ ^ JN fo ^ >1 55 ^ ?p P> 5> ^
h h ^ h '’i *4* -4* -4* ^ ^ ^
? 5$ ^ ^ E? <0 <0
4-
^3
I*
ТГ *0
oq fs cm <j. yn ^
во ^ См >» во N N О ®0 ^ ^ к » •> *ч * •. •* ж «ч " ^ ж/ - ^ " -
см^со>^
*• <*• К V» •** N*
ч
©м
ч>
Ns N.
■-'25
N h ^ N «о См cspoo
N. t*J
25 «>Г
No N. CM «О
Is 1*5 N) s N h ^ S К N N h N *0
CO CM* *400 to csT oT Co Csjoo «сГ «м «о оГ «м £P ocacsipM 00 ^ fM см со во
§§й§о8-§§^1§818|8§^йй^^85!йй^«1^й1а^в§
+ 1+1 4-1+ +++III l+l +1 + 1 +1+1 +
NO N> CM cm
fc4
op4 cm
сч
25
см со
^ N N N К
ем 25 55 25 25
ьо «N со
n^ е*ч
f*
CM Co
No NO
CM cm
bo^bo CsT CsT
bo
O?
i2 ^ ЬО V? йПЬч^К>ОО^^Ь-^К8о5м»о5кк5кК ^ No >4. ^
I + + + + + + + + + I I I III II I + 1 + 4- +
og§
ЧН
>" CM No <fr ^
NCO^^N«M»*5^HO<CKeO*\^^NI*5^^<oKeoo>^
кчьчккккккквмемвмсмсмвцвмемвмсм^
93


Дифференциал зубофрезерн ого станка 5312
Диет
61
94


5-5
(Червяк условно не показан)
Дифференциал зубофрезерного станка 5П325
95


л
/■"■ 1
ч
v
\
и.,. \ ■ IV
=LJ
Кч
Рис.1
17 18 19 20 21 22 23 2b
Рис. 2
Стенд с замкнутым силовым
Som для исследования сорных редукторов
Лист
63
96


Часть вторая
ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Глава 1
КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
§ 1. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ» ОПРЕДЕЛЕНИЯ И ВИДЫ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
Зубчатая волновая передача, показанная на рис. 64, имеет следующие элементы: 1 — генератор волн, 2 — тонкостенное гибкое зубчатое колесо и 3 — жесткое зубчатое колесо. Зубчатые колеса имеют, как правило, одинаковый шаг, но разное число зубьев. Генератор упруго деформирует гибкое колесо таким образом, что в зоне большой оси эллипса (форма сдеформированного генератором гибкого колеса) его зубья входят в зацепление с зубьями жесткого колеса (рис. 64, а). В зоне малой оси эллипса колеса 2 и 3 не зацепляются (рис. 64, в) и между их вершинами имеется гарантированный зазор. В промежуточных положениях между большой и малой осями эллипса зубья находятся в неполном зацеплении (рис. 64, б, г).
При этом следует отметить, что зубья гибкого колеса при входе и выходе из зацепления с зубьями жесткого колеса контактируют с ними разными боковыми сторонами.
На представленной схеме генератор является ведущим звеном передачи, одно из колес — ведомое, другое — ведущее.
При вращении генератор сообщает гибкому колесу двигающуюся по окружности волну деформации (отсюда название «волновая передача»), в результате чего и происходит зацепление гибкого колеса с жестким в различных точках окружности жесткого колеса. Если гибкое колесо 2 закрепить от вращения вокруг своей оси, то за счет разницы зубьев начнет вращаться жесткое колесо «3.
В волновой передаче, как и в планетарной, любое звено может быть ведущим или ведомым. Если сделать подвижными все звенья, то получится дифференциальная волновая передача.
Возможна передача и с наружным расположением генератора волн.
Волновые передачи по существу являются структурной разновидностью планетарных передач и отличаются от последних наличием гибкого звена. Поэтому для кинематического расчета волновых передач используются зависимости планетарных передач.
Таким образом, передаточное отношение простейшей волновой передачи во вращательном движении будет равно
и
ж
нг
1
1 — и
н ’
гж
иг
нж
1
1 — Ы
н
ЖР
(61)
Индексы при и означают: г — гибкое звено (поз. 2, рис. 64); н — генератор еолн (поз. 7, рис. 64); ж — жесткое звено (поз. 3, рис. 64). Верхний индекс показывает, какое звено неподвижно;
первый нижний — какое звено ведущее, второй нижний — какое ведомое звено.
Для зубчатой волновой передачи можно записать
иж
нр
_ *г .
а ч *
II
2Ж
гр — гж *
2Ж 2Г
ия =~;
гж гг ’
и* =
ЖР
*р
*ж *
(62)
где zr и гж — числа зубьев соответственно гибкого и жесткого звеньев.
В случае фрикционной волновой передачи вращательного движения без учета упругого проскальзывания передаточное отношение
иж = ^ • иг а ■ ~4Ж
нр d? — dm' нж dx — dp
и
и
я
гж
(63)
где dr и <2Ж — диаметры поверхностей обкатывания соответственно гибкого и жесткого звеньев.
Во всех ранее приведенных формулах положительный знак передаточного отношения показывает, что направления вращений ведущего и ведомого звеньев одинаковы, отрицательный знак — направления вращений различны.
В общем случае число волн / деформаций гибкого звена в зубчатой волновой передаче должно быть кратно разности (гг — гж). Наиболее целесообразно применение волновых передач с числом волн деформации гибкого звена, равным указанной разности чисел зубьев.
Тогда зависимости (62) перепишутся
иж ==■
нг
/
и1 =
нж
в виде гж
(62 .а)
Возможно использование одноволновой передачи, однако ввиду неуравновешенности нагрузки ее следует применять в редко работающих тихоходных передачах.
Увеличение числа волн деформации свыше трех нецелесообразно, так как при этом резко ухудшаются условия работы гибкого звена,
а следовательно, уменьшается и его долговечность, в основном определяющая долговечность работы всей передачи в целом.
Для получения поступательного и винтового движений исполнительных звеньев применяется волновая передача винт—гайка, которая в зависимости от сочетания нарезок, выполняемых на гибком и жестком звеньях, подразделяется на два типа: пару малых и пару больших перемещений.
Волновая резьбовая передача малых перемещений [30] позволяет преобразовывать быстрое вращательное движение в очень медленное винтовое. Для этого на гибком и жестком звеньях нарезаются резьбы неодинакового диаметра, но одинакового шага, профиля и направления. При вращении генератора резьба гайки катится по резьбе винта и вследствие разности периметров обкатывания (или средних диаметров нарезок) гайки и винта, за один оборот генератора, винт повернется на угол, пропорциональный разности между длиной окружности гайки и винта.
Передаточное отношение рассматриваемой пары будет определяться по выражению (63), где dr и dm — средние (делительные) диаметры нарезок соответственно гибкого и жесткого звеньев парьь Тогда осевое перемещение винта при неподвижном гибком звене за один оборот генератора
S
(64)
где s — ход резьбы.
При небольшой разности средних диаметров резьб рассматриваемая передача позволяет получить осевое перемещение винта за один оборот генератора, порядка нескольких микрон. Число волн деформаций гибкого звена в указанной передаче не зависит от числа заходов резьбы гайки и винта и, следовательно, может выбираться произвольно, исходя из прочности гибкого звена (гайки).
Волновая резьбовая передача больших перемещений [30] позволяет преобразовывать вращательное движение в быстрое поступательное. Для этого на одном из звеньев передачи, например гибком звене, нарезаются кольцевые канавки (резьба с углом подъема витков, равным нулю), а на другом — резьба с шагом, равным шагу кольцевых канавок. Ведомое звено этой передачи удерживается от вращения. Тогда при вращении генератора нарезка гайки отжимает винт в осевом направлении, сообщая ему поступательное движение. За один оборот генератора винт переместится в осевом направлении на величину, равную ходу винтовой нарезки гайки или винта, т. е. на ту же величину, что и в неволновой резьбовой передаче. Кроме того, возможно на винте и гайке нарезать резьбы одинакового шага и профиля, но разного направления. Тогда за один оборот генератора винт переместится в осевом направлении на величину, равную сумме ходов обеих резьб.
7* Руденко В. Н.
97


В волновой резьбовой передаче больших перемещений необходимо, чтобы число волн деформаций гибкого звена было кратно числу заходов резьбы. Обычно коэффициент кратности равен единице. Волновая резьбовая передача больших перемещений может применяться также и для редуцирования вращательного движения. С этой целью винт закрепляют от осевых перемещений. Для этого случая
Таким образом, волновые передачи могут выполняться со всеми видами рабочих нарезок: зубчатой, винтовой и фрикционной.
Зубчатые волновые передачи выполняются как с прямыми зубьями, так и с наклонными [31 ]. Волновые зубчатые передачи
Рио. 65
могут выполняться с цилиндрическими и коническими колесами, кроме того, возможно применение винтовых и червячных колес.
Фрикционные волновые передачи, кроме цилиндрических и конических колес, могут содержать и сферические звенья.
Волновые передачи, как и планетарные, являются соосными, (г. е. геометрические оси водила, гибкого и жесткого элементов совпадают, что также является их преимуществом по сравнению с обычными передачами.
Волновые передачи, так же как и планетарные, могут быть замкнутыми (см. ч. первая, гл. I).
Волновые передачи могут применяться в коробках передач, вариаторах и гидромеханических передачах.
Итак, волновые передачи (как и планетарные) позволяют получать передаточные отношения порядка нескольких десятков тысяч и выше. Они могут использоваться для получения вращательного, поступательного или винтового движения исполнительных звеньев машин, механизмов и приборов.
Волновые передачи могут быть как силовые, так и кинематические.
Наличие нескольких зон зацепления и его многопарность за счет гибкости одного из звеньев позволяют волновым передачам передавать большие нагрузки при сравнительно малых габаритах и массе.
Во многих случаях волновые передачи оказываются более эффективными, чем планетарные передачи.
Наиболее важным достоинством волновых передач является возможность передачи движения в герметизированный объем. При этом гибкое звено передачи закрепляется неподвижно и выполняется в виде целой или составной замкнутой оболочки (рис. 65), тогда ведущим элементом обычно является генератор, а ведомым — жесткое звено.
Работоспособная схема герметичной волновой передачи 118] с охватывающим двухволновым генератором представлена на рис. 66.
98
Передача состоит из генератора волн /, упруго деформирующего в радиальном направлении на величину W гибкие элементы: промежуточный 2, герметизирующий 3 и рабочий 4. Промежуточный гибкий элемент предохраняет герметизирующий от контактных напряжений со стороны генератора. Рабочий гибкий элемент несет нарезку, которая взаимодействует с нарезкой центрального штока 5 (в зонах малой оси эллипса).
с другой стороны, располагаемой в герметизированном объеме, нарезан плоский зубчатый венец, находящийся в зацеплении с ведомым жестким (коническим) колесом 5 с торцовым зубчатым венцом.
§ 2. СТРУКТУРА, КИНЕМАТИКА И КЛАССИФИКАЦИЯ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
Рис. 66
В зависимости от типа нарезки, выполненной на стакане 4 и штоке 5, передача может быть зубчатой или винтовой. При отсутствии нарезки передача становится фрикционной. Выполнение нарезки на отдельном тонкостенном стакане более технологично, чем непосредственно на герметизирующем гибком элементе, разгружает последний от усилий, действующих в зацеплении, уменьшает концентрацию напряжений в рабочей зоне герметизирующего гибкого элемента и повышает его долговечность.
Все гибкие элементы передачи неподвижно присоединены к изолирующей стенке 6, образуя так называемый неподвижный стык. Для ясности чертежа между отдельными гибкими элементами передачи показан зазор, который в действительности отсутствует.
При вращении генератора в неподвижных гибких элементах возникает круговая волна деформации, нарезка стакана 4 входит в зацепление с нарезкой штока 5 в разных точках окружности, сообщая последнему вращательное, поступательное или вращательно-поступательное движение (в зависимости от типа нарезок).
Помимо обычных наиболее распространенных типов волновых передач, в которых гибкие элементы представляют собой тела вращения, существуют еще и так называемые торцовые волновые передачи, которые в основном предназначены для редуцирования вращательного движения [8]. Гибкие элементы таких передач выполнены в виде мембран.
Схема герметичной волновой зубчатой передачи с деформируемой мембраной показана на рис. 67.
Передача вращательного движения в герметизированный (вакуумный) объем осуществляется через плоскую неподвижную упругую стенку (мембрану) торцовым зубчатым зацеплением. На герметизирующей мембране 4 с одной стороны закреплено кольцо 3 с соответствующей дорожкой качения для шариков 2 генератора I,
Классификация волновых механических передач [7] и их возможности показаны на рис. 68. Основными характеристиками данной классификации являются тип передачи, ее кинематические и конструктивные особенности.
Для записи в краткой форме различных схем волновых механизмов для передачи вращательного движения Е. Г. Гинзбург [8] предложил следующие буквенные обозначения: гибкие звенья — Г, жесткие — Ж, а генератор волн — Н.
Простейшая волновая передача с внутренним и наружным генератором показана на рис. 69, а и б. Такая передача может быть записана так: Г—Ж—Н.
Схемы волновых передач типа Г—2Ж—Н представлены на рис. 70, а—в.
Следует отметить, что предложенная запись схем волновых механизмов аналогична записи планетарных передач по классификации В. Н. Кудрявцева (например, 2К—Я).
Это подобие схем планетарных и волновых передач позволяет использовать для последних кинематические зависимости первых.
Так как в каждом волновом механизме присутствует гибкий элемент, то в дальнейшем представляется возможным исключить букву Г из краткой записи волновых передач, а именно: вместо Г—2Ж—Я записать 2Ж—Я. Если же индекс Ж (колесо) заменить индексом К (колесо), то получим сокращенную запись волнового механизма, так же как и планетарного по В. Н. Кудрявцеву, т. е. 2К—Н.
В дальнейшем для обозначения волновых передач и будем пользоваться этой формой записи.
Таким образом, для волновых передач 2К формула передаточного отношения при пг = 0 запишется как и для планетарных передач этой схемы, а именно:
и
1
Я4
ПН . 1 = 1
* 1 \r l-ilb
«Я Z*Z4
(66)
Кинематические схемы волновых передач ЗК представлены на рис. 71, а и б. Для них передаточные отношения при л4 = 0 по аналогии можно записать
и
4 = П1 15 пь
1 — и
1 ии
* **54
1
*4*а
*8*1
1 -
*4*6
*8*»
(67)
Схемы последовательно соединенных передач К—Н показаны на рис. 72, а и б. Для них передаточные отношения соответственно равны:
для рис. а
^5 *2*4 .
ж (гз — ч) (2ъ — ч) *
(68)


Тип передачи
* 2
Зубчатая —
Цепная —
Червячная
Реечная —
к:
*а 5» «О *2*
Зубчато¬
ременная
*33
Фрикцион¬
ная
Ременная —
Винтовая —*
Волновая ' механическая передача
Кинематические
Простая —
Планетар - ная
Разомкнутая дифферен- |_ циальная
Замкнутая
дифферен¬
циальная
Комбиниро¬
ванная
особенности
Конструктивные
особенности
Кольцо
Труба —
«1
3
са
о
«о
|1
53
а: *»
Со
51 с с
CS
а
«э
5?
^3
I!
и £ ^
,*а С»
Одна —
Две -
Три
более
трех
Рис. 68
для рис. б
и? — ит
(гз — га) (гб — г«) '
(69)
Кинематические схемы комбинированных волновых передач представлены на рис. 73, а—в. Для них передаточные отношения, соответственно, равны: для рис. а и б
Ы5 !з£1
“14
«1 (г6 — г«) ’
ДЛЯ рис. в
(70)
(71)
Рис. 69
Стакан
(негерметич¬
ный)
Стакан
(герметич¬
ный)
Двойной
стакан
Конус —
Сфера- . сегмент
Колокол (нвгерметич- ный)
Колокол (герметич- . ный)
Мембрана
(негерметич
ная)
Мембрана
(герметич¬
ная)
Шарнирный много - Звенник
Механичес¬
кий
Электро - магнитный
Гидравличес¬
кий
Пневматичес¬
кий
Магнито-
стрикцион-
ный
Тепловой —I
Г
'I к
|!
1|н I
1 ■ §.1
Замкнутая волновая передача (передача с — 1) показана на рис. 74, а и б, для которой
инг — -
(г‘_г‘)(1 + 1г)
(72)
Схема торцовой волновой передачи типа К—Н представлена на рис. 75.
В табл. 21 согласно [8 и 20] представлены рекомендуемые области передаточных отношений металлических волновых механизмов с прямозубыми передачами.
Из табл. 21 следует, что минимальное значение передаточного отношения одной ступени металлической волновой зубчатой передачи должно быть и > 50-н60.
Ж(1)
%
!
тг ЬЗ.жМ
Ч
:i-r=-
’в)
Для зубчатых волновых передач с пластмассовыми гибкими колесами минимальная величина передаточного отношения одной ступени волновой передачи может быть снижена до 15, так как неметаллическое гибкое колесо деформируется генератором волн в радиальном направлении на большую величину, чем металлическое.
Рио. 72
Таблица 21
Гио передаче
Передаточное
отношение
к-н
50—400
2 К—Н
2 500—150 000
зк
от 1,02 и выше
Комбинированные
210—2 800
передачи
с—1
35—200
99


§ 3. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
Выбор рациональной схемы волновой передачи должен производиться с учетом КПД волнового механизма.
Потери мощности в волновой передаче в общем случае вызваны потерями в зацеплении, потерями на трение в генераторе волн
при действии сил упругой деформации гибких элементов передачи, потерями в подшипниках и потерями, идущими на разбрызгивание масла.
В табл. 22 согласно 18! приведены формулы для определения КПД волновой зубчатой передачи с приближенным зацеплением, (также см. [20]).
Условные обозначения в таблице 22:
/Сд — коэффициент деформации гибкого звена, выбирается по графику, рис. 76; т — модуль зацепления, мм;
/ — коэффициент трения скольжения в зацеплении зубьев;
/ = 0,05+0,07;
р — коэффициент трения качения в генераторе волн;
I* = 0,006+0,008;
dna — диаметр беговой дорожки внутреннего кольца подшипника, мм;
dm — диаметр тел качения генератора волн, мм; zp — число зубьев гибкого звена передачи; аср — профильный угол в средней по высоте точки зуба, мм;
аср s 26° (при а = 20°);
/?* — радиус основной окружности жесткого звена, мм;
Rb = ~~ cos 20е.
Следует сказать, что исследование волновых передач в настоящее время продолжается и по многим вопросам (в том числе и КПД)
Таблица 22
Работа
передачи
КПД в абсолютном движении при неподвижном звене
Коэффициент потерь в относительном движении
гибком
жестком
В режиме ускорителя
, 1-^Чж
Т)жН 1 _ у"
=1-фя(1 + Кг|)
^
V Rt +
В режиме редуктора
* - *•
Р COS <Хср
ЧНж“
1
Т1«Г =
1 — г|>м
*сР + / cos аср)
27 k.mf /
-/slnocp (1 +
" 1 + КгК
i)(lr-1)(sin<
еще не закончено. КПД волновых передач зависит от многих факторов, как, например: вида и структуры волновой передачи (зубчатая, волновая и т. д.), конструкции гибкого элемента и генератора волн, параметров рабочих нарезок, материала гибких колес и т. д. В среднем КПД простейшей волновой зубчатой передачи по рис. 69, а при ведущем, ведомом и остановленном генераторе равен соответственно 0,8—0,9; 0,65—0,75 и 0,95—0,97.
Результаты по исследованию отдельных конструкций волновых передач можно найти в специальной литературе [5, 30, 311.
§ 4. КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
А. Гибкие элементы волновых передач
Гибкие элементы, получающие циклическую деформацию со стороны генератора волн, являются наиболее ответственными элементами волновых передач, определяющими их нагрузочную способность и долговечность. На рис. 77, а—м показаны схемы основных типов гибких элементов волновых передач. Некоторые способы соединения гибкого звена с выходным валом показаны на рис. 78, а—и
Рио. 77
[5]. Из этих типов гибких элементов волновых передач наиболее сложными в конструктивном и технологическом отношениях являются герметизирующие элементы, приведенные на рис. 77, г, д, к. Кроме того, эти элементы находятся и в наиболее тяжелых условиях работы, воспринимая следующие нагрузки: давление со стороны генератора волн, усилия в зацеплении, внутреннее или внешнее давление среды и температурные нагрузки. Остальные гибкие элементы волновых передач в силу своей открытой конструкции работают в менее тяжелых условиях.
Основные параметры волновых передач зависят от конструктивных особенностей гибких элементов. Гибкие элементы волновых передач наиболее часто изготовляют из стали. Иногда их выполняют из бронзы, резины и синтетических материалов. Материалы, применяемые для гибких элементов, должны иметь высокие пределы выносливости и упругости. Кроме того, одним из основных требований, предъявляемых к герметизирующим гибким элементам, является антикоррозионная стойкость против изолируемой агрессивной среды.
Ш. 200 300 Ш 500
Рио. 76
Важным показателем является также работоспособность в условиях повышенных и пониженных температур. Наконец, большое значение имеют технологические свойства материала (свариваемость, возможность термообр аботки, вытяжки, обр абатываемость).
Для гибких элементов силовых волновых передач, в основном, применяют стали аустенитного класса, например, подшипниковые (типа ШХ15) и пружинные или конструкционные легированные стали. При работе гибких элементов в агрессивной среде применяют нержавеющие стали.
Рис. 78. Способы соединения гибкого звена с выходным валом:
а — тонкостенное дно; б — жесткое дно; в, a — шлицевое соединение; д— кулачковое соединение; е — штифтовое соединение; ж — симметричное штифтовое соединение; и— симметричное кулачковое соединение
Таблицы с марками сталей, пластмасс и их механические свойства, рекомендуемые для изготовления гибких звеньев волновых передач, приведены в работе [8].
Гибкие элементы волновых передач обычно представляют собой тонкостенные тела вращения цилиндрической, конической, сферической или гиперболической формы. Из-за большей технологичности широкое распространение получили гибкие элементы цилиндрической формы. Наряду со сплошными гибкими элементами, с целью повышения их гибкости, применяются составные гибкие звенья, которые выполняются в виде отдельных зубчатых сегментов, звеньев втулочных или зубчатых цепей или плоскозубчатых ремней.
Применяются разрезные гибкие элементы с разрезом параллельно оси или под углом к ней. Более подробно о конструкциях гибких элементов изложено в работах [30 и 31 ].
При деформации гибкого элемента любая точка его срединной поверхности в общем случае перемещается в пространстве в радиальном, окружном и осевом направлениях. Наряду с другими осевые
100


деформации срединной поверхности оказывают существенное влияние на прочность гибкого элемента и его долговечность, особенно в случае двусторонней заделки (герметизирующий гибкий элемент). Кроме того, при деформации образующая гибкого элемента перемещается не параллельно своему первоначальному положению, что ухудшает работу зубчатого зацепления или резьбовой пары.
Наиболее совершенным с точки зрения характера работы является герметизирующий гибкий элемент в форме двойной колоколообразной трубы, пригодный как для зубчатой волновой передачи, так и для передачи винт—гайка. Такие гибкие элементы обеспечивают лучшее распределение нагрузки по длине зубьев зацепляющихся колес, обеспечивают уменьшение осевых габаритов передачи и уменьшение напряжений гибкого элемента.
В конструктивном отношении гибкие элементы волновых передач выполняются в виде труб с дном и без дна. Наиболее ответственный гибкий элемент герметичной волновой передачи — герметизирующий, представляет собой трубу с двумя донышками (фланцами) или дном и фланцем, наглухо прикрепленными к трубе (приваренными) или изготовленными заодно с последней.
Фланцы труб могут быть жесткими с толщиной, во много раз превосходящей толщину стенки трубы, и гибкими в виде мембран с толщиной, соизмеримой с толщиной стенки трубы.
Гибкие фланцы компенсируют осевые деформации срединной поверхности, снижая при этом напряжения в месте соединения фланца с гибким элементом. Жесткие фланцы следует применять при высоком давлении внутри герметизирующего элемента, когда на его дно действует большая осевая сила (от давления среды), вызывающая в месте заделки значительные напряжения.
Гибкие элементы волновых передач следует отнести к тонкостенным оболочкам, так как их геометрические параметры отвечают следующему неравенству:
_б_
го
1
20 ’
(73)
где б — толщина стенки оболочки (без нарезки); г0 — радиус кривизны срединной поверхности оболочки.
В дальнейшем отношение будем называть относительной
Г0
толщиной гибкого элемента (оболочки).
При конструировании волновых передач рекомендуется выдерживать относительную толщину стальных оболочек в следующих пределах:
1 __1_ 100 ^ г„ ^ 40 ■
(74)
Относительную толщину гибких элементов (в основном герметизирующих) можно брать и меньше нижнего предела, т. е. меньше 1/100. В этом случае оболочки следует получать глубокой вытяжкой и гибкий элемент составлять из нескольких таких оболочек, вставленных одна в другую.
Если на гибком элементе выполнена нарезка (резьбовая, зубчатая), то ее высота должна быть меньше примерно удвоенной толщины оболочки
h <26, (75)
где ht — высота нарезки на гибком элементе, причем относительную толщину гибких элементов с рабочей нарезкой следует выбирать по неравенству (74).
Относительную рабочую длину гибких элементов волновых передач, выполненных в виде стакана с дном, рекомендуется выбирать примерно в следующих пределах:
т <76>
где L — половина длины оболочки.
Для герметизирующих гибких элемен тов эти пределы уже:
Т <~Г < (т) • (77)
Верхние пределы неравенств определяются влиянием условий заделки гибкого элемента по его краям на деформацию, напряжения, а следовательно, и долговечность гибкого элемента. Нижние пределы определяются осевыми габаритами передачи и могут быть взяты значительно меньше.
Гораздо реже встречаются гибкие элементы, выполненные в виде тонкостенных колец, для которых можно принять
/,<2,5]/7д (78)
Радиальная деформация W гибких элементов волновых передач в рабочей зоне сравнима с толщиной оболочки и лежит примерно в следующих пределах:
0,28 <№ < 58, (79)
что соответствует теории гибких пластин (оболочек), устанавливающей в общем случае нелинейную зависимость между прогибом и нагрузкой при учете деформации срединной поверхности оболочки.
Для двухволновых передач с разницей чисел зубьев, равной двум при и > 50, радиальная деформация равна
W < 0,0Ыо,
где d0 — диаметр кривизны срединной поверхности оболочки в ее рабочем сечении.
Для различных видов волновых передач на их гибких элементах выполняют различные типы нарезок: зубчатую, резьбовую, фрикционную. Профили нарезок могут быть весьма различны, так, например, профиль нарезки зубчатых волновых передач может быть прямолинейным, логарифмическим, эвольвентным и круговым. Наиболее часто в волновых зубчатых передачах применяется стандартное эвольвентное зацепление. Профиль резьбовой нарезки также может быть стандартным с углом при вершине, например, 55 или 60°. Геометрия зацепления волновых передач зависит от формы кривой сдеформированного гибкого элемента, которая в свою очередь определяется конструкцией генератора волн и может быть весьма различной.
Вопросам профилирования рабочих нарезок волновых передач посвящен целый ряд работ, с которыми читатель может познакомиться в специальной литературе [8, 17, 30] и т. д.
В настоящее время наиболее часто применяют эвольвентный профиль зубьев. Предложено несколько зацеплений, различающихся формой срединной линии деформированного гибкого колеса и величиной его максимальной радиальной деформации, величиной смещения исходного контура инструмента при нарезании зубьев.
Как уже упоминалось, гибкие элементы волновых передач находятся в сложном напряженном состоянии, так как на них действуют различные нагрузки: радиальные усилия со стороны генератора волн, усилия в зацеплении, внутреннее или внешнее давление и темпера¬
тура. Многие из этих нагрузок являются знакопеременными, что еще более усложняет работу гибких элементов волновых передач.
Расчет гибких элементов волновых передач различных конструкций при действии всех видов перечисленных нагрузок является весьма сложным и их исследования продолжаются.
Многообразие конструкций гибких элементов волновых передач также осложняет их расчет.
В настоящее время достаточно точно разработан расчет основных типов гибких элементов волновых передач (кольцо, стакан), с которыми читатель может ознакомиться в специальной литературе [7], [8] и т. д.
Б. Генераторы волновых передач (см. лист 76)
Наряду с гибким элементом генератор является одним из наиболее ответственных звеньев волновой передачи. Конструкция генератора в значительной мере определяет КПД передачи, напряженное состояние гибкого элемента, профиль рабочих нарезок, кинематическую точность, динамические характеристики, надежность и долговечность передачи.
Генераторы подразделяются на механические, гидро- и пневмомеханические и электромагнитные.
Механические генераторы
Наибольшее распространение получили кулачковые генераторы (принудительной деформации). Они обеспечивают опору гибкому элементу передачи по всему его периметру, что позволяет получить оптимальную форму деформации гибкого колеса и сохранить эту форму под рабочей нагрузкой.
Кулачковые генераторы могут быть как трения скольжения, так и трения качения.
В последнем случае между кулачком генератора и гибким элементом устанавливаются тела качения. Наиболее часто между генератором и гибким кольцом устанавливается так называемый гибкий подшипник — подшипник с тонкими кольцами; тела качения такого подшипника имеют одинаковый диаметр. Будучи собран с кулачком генератора, подшипник принимает его форму. Условия работы такого подшипника значительно тяжелее, чем обычного, с кольцами нормальной толщины [31].
На рис. 79 внизу показана схема нагружения гибкого подшипника двухволнового генератора. На рис. 79 вверху показаны эпюры отдельных составляющих этой нагрузки: 1 — нагрузка, при которой происходит радиальная деформация наружного гибкого кольца подшипника; 2 — нагрузка, при которой деформируется гибкое колесо передачи; 3 — рабочая нагрузка передачи. Направления усилий со стороны тел качения подшипника на кулачок генератора показаны стрелками.
Из рисунка видно, что суммарное усилие на каждой полуволне не проходит через центр кулачка, что в двухволновом генераторе создает момент, который должен быть преодолен крутящим моментом, приложенным к ведущему генератору.
Гибкий подшипник, как правило, должен иметь сепаратор. Последний наиболее часто изготовляется из пластмассы или текстолита.
Кольцо гибкого подшипника, не испытывающее циклической деформации, можно выполнять более толстым, чем гибкий элемент передачи, а толщину кольца гибкого подшипника, котактирующего
101


с гибким элементом передачи, т. е. испытывающего циклическую деформацию со стороны генератора волн, необходимо выдерживать в тех же пределах, что и для гибких элементов передачи. Для выравнивания усилий со стороны генератора волн на гибкий элемент передачи генератор может устанавливаться на своем валу с помощью неметаллических (например, резиновых) шайб.
Такие тонкостенные подшипники изготовляются в США фирмой Miniature Precision Bearings Inc., Keen, N. H. Максимальная допустимая частота вращения этих подшипников доходит до 8000 об/мин (о) = 837 рад/с).
Рис. 80
На рис. 80 показан общий вид генератора и гибкого элемента волнового зубчатого одноступенчатого редуктора общепромышленного применения. Изготовитель США, фирма Shoe Machinery С°.
Кроме того, возможна конструкция подшипника генератора волн с телами качения разного диаметра (см. лист 68).
В институте ВНИИПП также разработана специальная серия гибких подшипников для генераторов волновых передач (табл. 23).
Согласно [8] при внутреннем генераторе расчет напряженного внутреннего кольца (насажено на кулачок генератора волн) гибкого подшипника производится по напряжениям изгиба.
Таблица 23
D X d X b,
Крутящий момент подшипника Мп, Н.
м, при Ilfу
мм
80
100
125
160, 200, 250
лшах об/мин
42X30X7
12,5
16
3000
52X40X8
25
31,5
40

3000
62X50X9
50
63
80
100
3000
80Х60Х 13
100
125
160
200
3000
100Х75Х 15
200
250
315
400
3000
120Х90Х 18
400
500
630
800
3000
160Х 120X24
800
1 000
1 250
1 600
1500
200Х 150X30
1 600
2 000
2 500
3 150
1500
240X 180X 35
3 150
4 000
5 000
6 300
1500
300Х 220X 45
6 300
8 000
10 000
12 500
1000
400X300X60
12 500
16,000
20 000
25 000
1000
480X 360X 72
25 000
31 500
40 000
50 000
1000
Наибольшая толщина стенки кольца принимается бк> вн = (2ч- ч-З) б (рис. 81). Напряжения изгиба равны
ok.№e(^li Л
г== \г„1Пш... — < |о|вн,
&Т г]
где
ггн. к. в
(80)
^гн. к. в + 2бк. mln 26к. mln. вн 6Kt вн)];
Неодинаковое давление со стороны генератора на гибкий элемент в зоне каждой его волны вызывает нежелательный перекос гибкого элемента, повышает напряжение в нем, отрицательно сказывается на работе зубчатого зацепления и самого генератора волн, что в конечном счете снижает работоспособность и долговечность передачи.
Поэтому все те рекомендации по выравниванию нагрузки между сателлитами, о которых упоминалось для планетарных передач (ч. первая, гл. I, § 7), желательно выполнять и для волновых передач. Более подробно см. в работе [5].
ту — условный модуль зацепления, равный
2Г — 2 (/о -Ь Со) 4* 2*г -
т,
, = т
ч
(81)
где /о и С0 — параметры исходного контура; хг — коэффициент сме* щения исходного контура при нарезании гибкого звена; д — коэффициент толщины стенки гибкого звена.
t=
Рис. 81
Значения соответствующих
коэффициентов см. в работе
пв
вн 2,5 •
[8]:
Определение контактных напряжений в точке касания кольца и наиболее нагруженного тела качения производится по аналогии с зависимостями для стандартных подшипников качения [8].
Применяются также роликовые генераторы (свободной деформации). Диаметры деформирующих роликов или шаров, как правило, меньше половины диаметра внутренней поверхности гибкого колеса. В качестве роликов могут использоваться стандартные подшипники качения. Главным недостатком этих генераторов является то, что гибкое колесо передачи испытывает со стороны роликов генератора локальные нагрузки и во время работы не сохраняет заданную форму, так как перед движущимся ободом происходит дополнительный изгиб обода гибкого колеса. Все это приводит к сильному снижению долговечности гибкого колеса.
Недостатки роликовых генераторов привели к созданию генераторов полупринудительной деформации, в которых гибкое колесо деформируется дисками (рис. 82). Диаметр дисков принимается близким к диаметру гибкого колеса, что обеспечивает опору гибкому колесу на большем центральном угле и лучшее сохранение заданной формы гибкого колеса при передаче полезной нагрузки.
Следует помнить, что вопрос о распределении нагрузки между роликами, дисками или телами качения в генераторе для волновых передач имеет такое же значение, как и для планетарных передач распределение нагрузки между сателлитами.
Гидро- и пневмомеханические генераторы
Эти генераторы применяются значительно реже механических,что связано, в частности, с недостаточной изученностью этих устройств.
Схема волновой зубчатой передачи с гидромеханическим генератором трения скольжения показана на рис. 83. Генератор состоит из следующих деталей: поршней /, масляного цилиндра 2, корпуса 5, распределительного валика 6. В генераторе выполнены канал высокого давления 3, выемка высокого давления 4 и выемка низкого давления 7. При вращении распределительного валика поршни распирают гибкий элемент, вводя его в зацепление с жестким элементом передачи. Обратно поршни возвращаются под действием сил yrv ругости со стороны гибкого элемента, когда канал под поршнем соединяется с выемкой низкого давления. Более подробно об этих генераторах Рис. 83 см. в работах [30 и 31].
Электромагнитные генераторы (лист 70).
Идея возбуждения волны деформации в гибком элементе с помощью вращающегося магнитного поля впервые возникла у Москови- тина А. И. (см. предисловие) на ранней стадии развития волновых передач.
Электромагнитные катушки равномерно располагаются по окружности гибкого и жесткого колес (рис. 84). Катушки возбуждаются последовательно.
Преимуществом таких генераторов является упрощение механической части привода, снижение механических потерь и уменьшение габаритных размеров установки. Однако из-за больших электрических потерь общий КПД существующих волновых электромагнитных приводов не превышает 0,15, что позволяет их использовать только при малых нагрузках, например, в следящих системах. Более подробно о расчете различных типов генераторов см. в работах [7, 8, 30, 31].
Далее приведем расчет волновой зубчатой передачи, разработанный в СТАНКИНе проф. Н. И. Цейтлиным1.
1 См. Расчет и проектирование деталей машин. Учеб, пособие для втузов. Под ред. Г. Б. Столбина и К. П. Жукова. — М., Высшая школа, 1978.
102


В. Расчет волновой зубчатой передачи
Проектировочный расчет
Средний диаметр (мм) гибкого колеса (полусумма внутреннего диаметра и диаметра окружности впадин гибкого колеса)
= 16,5j/" •
МТЕСфК2кК„Кп иh°fp
(82)
где Мт — крутящий момент на тихоходном валу передачи; Е — модуль упругости материала гибкого колеса, для стали Е = = 22-104 МПа; Сф— коэффициент формы деформированного гибкого колеса, при рекомендуемом профиле кулачка генератора Сф= = 1,6; Кк — коэффициент, учитывающий в гибких колесах типа «кольцо» переменность сечения обода в окружном направлении, а в гибких
Таблица 24
Материал
Твердость НВ
МПа
40Х
280...300
500
40ХНМА
310...330
550
ЗОХГСА
300...320
530
38XH3BA
310...330
550
38ХМЮА
220...240
550
ШХ15
260...280
420
12Х18Н10Т
220...240
350
Таблица 25
со
1
О
ч ч*
1
2,5
5
10
25
Kfl
1,15
1,05
1
0,9
0,8
Примечание. t( = /4я-10_3, где U — расчетный срок службы, ч; п — частота вращения вала генератора, об/мин.
колесах типа «стакан» и «труба» — краевой эффект в стыке зубчатого венца с оболочкой, Кк = 1,5; Кл — коэффициент, учитывающий локальный характер приложения окружных усилий в зубчатом зацеплении; Кя = 4ч-5 при кулачковом и 5—6 дисковом генераторах волн (меньшие значения для гибких колес типа «стакан» и «труба», большие — «кольцо»); Кп — коэффициент перегрузок, К„ =
= 1,1-н2 при = 1,2-н 3 соответственно; ин— передаточное
отношение передачи при ведущем генераторе; oFp — допускаемое напряжение изгиба, МПа;
где о_! — предел выносливости материала гибкого колеса, МПа (табл. 24).
Для неуказанных в табл. 24 сталей можно принимать о_х = = (0,46...0,55) ов, где ов — предел прочности на изгиб, МПа;
0,5о_х; KFL — коэффициент срока службы — см. табл. 25; Пб — коэффициент безопасности, щ = 2,5.
Толщина стенки кольцевого участка (зубчатого обода) гибкого колеса (мм)
6K = 23,8j/^g^- <0,0l6dc. (83)
Расчетная длина (мм) зубьев
^=103^^-C0,2dc, (84)
раторов волн; К„ — коэффициент распределения нагрузки по длине и высоте зубьев, Кн = 1,5; р — допускаемое среднее давление в наиболее нагруженной паре зубьев; при ^-Ю-3 =1 —5 — 25 ч р = = 50 — 35 — 25 МПа соответственно; для пластмассовых гибких колес р = 5 — 10 МПа при /С„ = 1.
Модуль зацепления зубьев (мм)
"■“ТГ <*5>
округляют до ближайшего стандартного значения.
Внутренний диаметр гибкого колеса (мм)
dBa = dc-8K (86)
в случае применения кулачкового генератора волн округляют до ближайшего значения D по табл. 23. После определения dBH по формуле (86) находят новое значение dc. Окончательное значение диаметра dc должно быть:
при нарезании зубьев гибкого колеса червячной фрезой
dc = mzr — 8К — 2m (hi -J- с* — хг), (87)
при нарезании зубьев Гибкого колеса долбяком
dc = 2am — daо — 8К.. (88)
В этих зависимостях дополнительно: hi — коэффициент высоты головки зуба, hi — 1; с* — коэффициент радиального зазора, с* — = 0,35; хг — коэффициент смещения гибкого колеса, дсг = 0,2 ± ■±. 0,05; Оцд, — межосевое расстояние в станочном зацеплении;
aw0 = m(z± z0) ТсоГа^ ; (89)
г0 — число зубьев долбяка (см. ГОСТ 10059—62); а — угол профиля исходного контура, а = 20; а.м — угол станочного зацепления;
inv с^о = 2 tg а ** *° + inv а. (90)
Зависимости (89) и (90) даны в общем виде: верхний знак — для наружных, нижний — для внутренних зубьев; в первом случае при г, х, aw0, da0 и надо добавлять индекс г, во втором — ж. Расчет по формуле (88) относится к первому случаю; х0 — коэффициент смещения долбяка
г dao г0 + 2,7 .
°~ 2m 2 ’
где da0 — диаметр вершин зубьев долбяка (см. ГОСТ 10059—62).
В случае применения дискового генератора после определения m по формуле (85) находят dc по формуле (87) или (88) и затем dBB по формуле (86), который можно не округлять.
Подшипники качения генератора волн. Предварительный выбор гибких подшипников ВНИИППа производят по табл. 23.
Подшипники качения дисковых генераторов рассчитывают по ГОСТ 18854—73 и 18855—73. При этом расчетная частота вращения подшипника
где дополнительно: Ср — коэффициент распределения нагрузки
между зубьями, Ср = 12 для кулачкового и 18 для дискового гене¬
И w и
"рам-Л —4,5/П »
(91)
нагрузка на средний подшипник диска (см. рис. 82), Н: радиальная
Fr = 1,3-103
мт
(3,1m +1) инц
9
осевая
Fa = 50
мт
dBH — 4,5т 9
(92)
(93)
где г\ — КПД передачи.
Геометрический расчет зацепления и профиля генератора волн. [7]. Профиль зубьев принимается эвольвентным со стандартным (20°) исходным контуром. Нарезание зубьев производится на неде- формированном гибком колесе.
Коэффициент смещения исходного контура при нарезании жесткого колеса
*ж=*г-(1^0,89Сп), (94)
где Сп — коэффициент упругого перемещения обоДа гибкого колеса,
Сп = 1 — 1,1 — 1,2, для мало-» средне- и тяжелонагруженной пере¬
Таблица 26
дачи соответственно (й = 25* 103 — 5* 103 — 1 • 103 ч). Для передач с повышенной крутильной жесткостью коэффициент 0,89 в формуле (94) заменяют на 0,84—0,86.
Диаметры зубчатых колес (индекс а — для вершин зубьев, индекс f — для впадин)
dar = mzr + 2m(l +xr- Car), (95)
где СаГ — коэффициент уменьшения диаметра вершин зубьев гибкого колеса; Сог = 0,5 — 0,4 — 0,3 при Сп = 1 — 1,1 — 1,2 соответственно;
dfr = mzr — 2m( 1-\-с* — дгг), (96)
df p 2с1шрг floor
(верхняя зависимость при нарезании червячной фрезой, нижняя — долбяком);
daiK = mzm — 2m (1 — хж Саж), (97)
где Саж — коэффициент увеличения диаметра вершин зубьев жесткого колеса; Саж = Саг;
dfB ~ ^Ашож ^аож 2тСаж (98)
(нарезание зубьев — долбяком).
Профиль кулачка генератора волн. Радиус- вектор кулачка в полярной системе координат (полярный угол отсчитывается от большой оси деформации, см. рис. 85)
р = 0,5dBH — b' + тСа (ki cos 2ф — k2 cos 6cp), (99)
где b' — высота сечения гибкого подшипника, мм, определяется по данным табл. 23; значения коэффициентов kx и k2 приведены в табл. 26.
103
ин
^ 1
ин
*2
50
0,979
0,079
200
0,942
0,057
75
0,961
0,068
300
0,936
0,053
100
0,951
0,065
400
0,932
0,052
Большая ось
Риг» Яй


Диаметр De и е эксцентриситет дискового генератора волн (см. рис. 82):
Dg = dBH — 2 (е — w), e = a'w, (100)
где а' = 3,75 — 3,5 — 3,1 для мало-, средне- и тяжелонагруженных передач соответственно; w — максимальное радиальное упругое перемещение гибкого колеса;
w = тСп (£j — k2). (101)
Геометрические параметры волнового зубчатого соединения.
Коэффициент смещения исходного контура жесткого колеса зубчатого соединения (с внутренним зубом)
Таблица 27
Шг
<0,3
(кольцо)
0,5
0,8
1
>1,2
Cl
1
0,75
0,4
0,1
0
Пр
КОГО н
и м е ч а н юлеса.
и е.
L
;лина
гиб-
*го = *г + CL-*r> (102)
где CL — коэффициент относительной длины гибкого колеса (см. табл. 27).
Дополнительный поворот жесткого колеса зубчатого соединения относительно долбяка. Угол поворота (град)
\ = CL
34,4
*г + 2хго
(ЮЗ)
Диаметры вершин da гс и впадин df гс зубьев жесткого соединения определяются по зависимостям (97), (98) при = 0.
Проверочный расчет
Расчет производится по наибольшим напряжениям в продольном сечении гибкого колеса.
Нормальные напряжения при деформировании колеса генератором (МПа)
a<H)=aiWJ^
9
(Ю4)
где ах = 2С$КНЕ. Значения ах-10"4 приведены в табл. 28.
Касательные напряжения при деформировании гибкого колеса генератором (МПа)
<t(W) =
Значения а2-10"4 приведены в табл. 29.
(105)
Таблица 28
“i
•10-*
при L/dc
Генератор
< 0,3 (кольцо)
0,5
0,8
1
1,2
Кулачко¬
вый
115
139
130
123
117
Дисковый
е
"Р" цг* 3,1
116
149
131
124
118
3,75
95
115
107
102
95
Таблица 29
а2-10-4 при L/dQ
бк
<0,3
dc
(коль¬
цо)
0.5
0,8
1,0
1,2
0,016
1,4
15,2
13,5
12
10
0,013
1,2
13,3
11,3
10
8
0,01
0,7
10,7
9,3
10,8
6
Нормальные напряжения от радиальных сил в зацеплении (МПа)
qW = 103«з А fr , (Ю6)
bwdc^x
где а, — коэффициент, учитывающий закон распределения нагрузки между зубьями, и угол зацепления зубьев — см. табл. 30; Сж — коэффициент, учитывающий поддерживающее влияние генератора и ужесточающее влияние зубьев, Сж = 1,6ч-1,4 для кулачкового и дискового генератора соответственно.
Касательные напряжения (МПа) от передаваемого крутящего момента
Х(М) = 640 —§~ ■ (107)
Амплитуду и среднее значение суммарного нормального напряжения определяют, полагая, что напряжение о{Н) изменяется по симметричному, а а(Я> — по пульсаци- онному циклам. Аналогичное суммирование касательных напряжений производят, принимая, что напряжение т(Я) изменяется по симметричному циклу, а напряжение %(М) — по пульсационному циклу для нереверсивных и симметричному — для реверсивных передач.
Определение запасов прочности производится на основе общих положений.
Расчет на контактную прочность зубчатого зацепления волновой передачи с круговыми профилями представлен в работе [8].
В гл. I мы познакомили читателя с особенностями волновых передач, затронули основные вопросы и задачи их расчета.
Подробное изложение теории волновых передач не являлось целью настоящего альбома, кроме того, исследование этих передач в настоящее время продолжается и с его результатами читатель может познакомиться в специальной литературе.
Далее перейдем к рассмотрению конструкций волновых передач, приведенных в альбоме.
Таблица 30
а 1
» при ин
“с
50
75
100
200
400
0,016
34,1
30,8
25,2
22,8
21,0
0,013
54,4
49,8
38,4
36,2
33,1
0,010
87,6
78,2
61,1
56,9
54,1
Г лава II
ВОЛНОВЫЕ РЕДУКТОРЫ
Лист 64. Редуктор волновой с эвольвентным профилем зубьев
(заимствован из работы [9]). Редуктор одноступенчатый с цилиндрическим гибким элементом и неподвижным жестким колесом с внутренними зубьями; генератор выполнен в виде кулачка с насаженным на него гибким подшипником с тонкостенными кольцами. Передача вращения от гибкого звена к ведомому валу редуктора осуществляется через шлицевое соединение. Толщина гибкого цилиндра 0,009 от диаметра, толщина гибкого зубчатого венца 0,014 от диаметра, толщина наружного кольца подшипника генератора 0,02 от наружного диаметра, глубина дорожки качения 0,5 мм, толщина внутреннего кольца 0,045 от внутреннего диаметра, глубина дорожки качения 1,0 мм. Материал колец сталь ШХ15, HRC 58...61.
Смазка редуктора — разбрызгиванием. На быстроходном валу установлен вентилятор для охлаждения. КПД редуктора 0,85—0,9. Редуктор предназначен для непрерывной длительной работы. Возможна работа редуктора в режиме мультипликатора.
Лист 65. Редуктор волновой двухступенчатый (заимствован из работы [9]). Жесткое колесо первой ступени неподвижно, гибкое колесо вращает генератор второй ступени; гибкое колесо второй ступени — неподвижно, жесткое колесо вращается и связано с выходным валом редуктора. Выходной вал и вал электродвигателя вращаются в разные стороны.
Генератор второй ступени выполнен роликовым без сепаратора.
Смазка редуктора — консистентная.
Редуктор предназначен для повторно кратковременного режима работы.
Лист 66. Волновые зубчатые редукторы. На рис. 1 представлена конструкция одноступенчатого редуктора с эвольвентным профилем зубьев. Стальное гибкое колесо выполнено в виде стакана с тонкостенным дном. Двухволновой генератор выполнен аналогично конструкции, приведенной на листе 64. Ведущим элементом передачи является генератор волн, ведомым — гибкий элемент, неподвижным — жесткое зубчатое колесо. Частота вращения ведущего вала редуктора от 3000 до 6000 об/мин (со = 314-=- 628 рад/с) мощность N — = 1,5 кВт, передаточное число и = 100, модуль зацепления т — = 0,8 мм.
Редуктор предназначен для реверсивной работы, смазка осуществляется жидким маслом.
На рис. 2 представлена конструкция волнового редуктора для микропривода (см. лист 71). Между электродвигателем и входным валом редуктора установлены последовательно две обычные открытые зубчатые передачи с наружным зацеплением. Генератор выполнен из двух зубчатых дисков (см. листы 73 и 79), каждый из которых установлен на двух подшипниках на эксцентриковых втулках на входном валу редуктора.
Ведущим элементом является генератор волн, ведомым — гибкий элемент, выполненный аналогично конструкции на рис. 1 неподвижным — жесткое зубчатое колесо, выполненное заодно с корпусом редуктора. Профиль зубьев волновой передачи выполнен также эвольвентным. Смазка осуществляется консистентной смазкой ЦИАТИМ-201.
Конструкции (рис. 1 и 2) выполнены в СТАНКИНе.
На рис. 3 представлена конструкция волнового редуктора с передаточным числом и = 49. Числа зубьев соответственно жесткого и гибкого колес равны 100 и 98, ширина зубчатого венца 20 мм. Форма зубьев треугольная с углом при вершине 60°. Гибкое колесо выполнено из пружинной стали 602С с HRC 55, представляет собой тонкостенную цилиндрическую оболочку с утолщением на конце для крепления к выгодному валу редуктора. Двухволновой генератор выполнен в виде двух эксцентрично установленных на ведущем валу шарикоподшипников. Ведомым звеном передачи, так же как и в первых двух конструкциях, является гибкий элемент, неподвижным жесткое зубчатое колесо, выполненное заодно с корпусом редуктора^. Частота вращения входного вала редуктора — 1000 об/мин (со — = 145 рад/с), мощность двигателя N = 2 кВт.
Смазывается редуктор жидким маслом.
Лист 67. Волновые зубчатые редукторы. На рис. 1 представлена конструкция безлюфтового зубчатого волнового редуктора с однопрофильным зацеплением. Ведущим является кулачковый генератор волн 2 с гибким подшипником, приводимым в движение электродвигателем /. Неподвижным является жесткое зубчатое колесо 4, а ведомым — гибкое зубчатое колесо 5, выполненное в виде тонкостенного стакана, который своим торцом крепится к выходному валу редуктора 5.
104


Наряду с основной волновой зубчатой передачей между колесами 3 и 4 в редукторе предусмотрена вспомогательная зубчатая передача между деталями 3 и 6. Зубчатая нарезка на гибком элементе состоит из двух венцов с одинаковыми модулями и числами зубьев, предназначенными для основной и вспомогательных передач редуктора. Передаточные числа основной и вспомогательной передач незначительно отличаются друг от друга. Жесткое зубчатое колесо вспомогательной передачи прижато пружиной 3, гайкой 9 и деталью 7 к жесткому колесу основной ступени 4.
При работе передачи за счет разности передаточных чисел обеих ступеней гибкое колесо своими рабочими профилями зубьев взаимодействует с жестким колесом 4, а нерабочими — с подвижным жестким колесом 6, которое медленно поворачивается (проскальзывает) относительно колеса 4. Вследствие этого зубья гибкого колеса оказываются как бы зажатыми с двух сторон профилями зубьев жестких подвижного и неподвижного колес, благодаря чему и осуществляется однопрофильное зацепление. Регулировка величины натяга профилей зацепляющихся колес осуществляется гайкой 9.
Редуктор обладает высокой чувствительностью и плавностью работы, демпфированием колебаний гибкого колеса и выходного вала редуктора.
Редуктор реверсивный, смазывается жидким маслом.
На рис. 2 показана двухступенчатая передача, жесткое колесо 4 и гибкое колесо 3 которой могут иметь модуль одинаковый или близкий к модулю колес 7 и 2. Для получения одинаковой толщины обода цибкого колеса необходимо, чтобы числа зубьев венцов 7 и 3 отличались друг от друга незначительно (не больше четырех зубьев). Если числа зубьев колес 3 и 4 равны, то имеем волновую зубчатую муфту с передаточным числом, равным единице.
Генератор передачи выполнен дисковым (вариант А — два диска, вариант Б — три диска).
На рис. 3 представлена конструктивная схема одноступенчатого волнового редуктора, в котором гибкое звено 7 соединено с ведомым валом 2 при помощи неметаллического диска 3, выполненного из резины или пластмассы. Диск может быть прочно соединен с гибким звеном при вулканизации или отливке этого диска.
На рис. 4 представлена конструктивная схема комбинированного редуктора, состоящего из последовательно соединенных волновых передач с использованием гибкой связи между гибким звеном первой ступени и корпусом.
Лист 68. Генераторы волновых передач. На рис. 1 изображен генератор волновой передачи, который имеет: гибкий подшипник, состоящий из наружного 7 и внутреннего 2 колец, тел качения 3 и сепаратора 4\ ограничительные шайбы 5; эллиптический кулачок 6 и тонкостенные неметаллические (например, резиновые) шайбы 7. Шайбы 7 крепятся к кулачку вместе с ограничительными шайбами 5 болтами 8. Эллиптический кулачок установлен на валу 9 с зазором и опирается на него через шайбы 7.
Для передачи крутящего момента от вала к кулачку служит шпонка 10. Эллиптический кулачок при наличии радиального зазора между ним и валом может свободно устанавливаться относительно гибкого элемента передачи.
Наличие упругих шайб 7 в описываемой конструкции генератора волновых передач позволяет выравнивать деформации и нагрузки на рабочих участках гибкого элемента передачи, а также уменьшать шум и вибрации.
На рис. 2 показан гибкий подшипник генератора волновых передач с тонкостенными кольцами без сепаратора с двумя рядами тел
качения — шариков; подшипник применен в задвижке с приводом от волновой передачи (см. лист 84).
На рис. 3, а и б и 4, аи б показаны различные схемы генераторов двух- и трехволновых передач. Наряду с тонкостенными гибкими подшипниками генераторов волн с телами качения одинакового размера существуют генераторы волн, выполненные в виде подшипников с телами качения разного диаметра (рис. 4, а и б). У таких подшипников одно из колец — цилиндрическое толстостенное (в нашем случае внутреннее), а другое — тонкостенное, имеющее (условно) форму эллипса, так как повторяет огибающую кривую тел качения подшипника.
Лист 69. Редукторы волновые зубчатые. На листе представлены два типоразмера редукторов — В3-80 и В3-160. Редукторы выполнены одноступенчатыми, ведущим звеном является генератор волн, неподвижным — жесткое зубчатое колесо, а ведомым — гибкий элемент (зубчатый стакан).
Двухволновой генератор выполнен в виде подшипника качения с гибкими кольцами и сепаратором (см. листы 64, 68). С входным валом редуктора генератор связан при помощи двойной зубчатой муфты, что позволяет ему самоустанавливаться относительного гибкого зубчатого стакана. Гибкий зубчатый стакан в одном исполнении выполнен сварным, с мембраной на его торце, и с помощью зубчатого (шлицевого) соединения связан с выходным валом редуктора. В другом исполнении зубчатый стакан с помощью двойного шлицевого соединения связан с выходным валом редуктора. Жесткое зубчатое колесо запрессовано в корпус редуктора и от проворота удерживается полым штифтом 0 10. Смазываются редукторы жидким маслом.
Лист 70. Схемы волновых передач с электромагнитными генераторами [7]. На рис. 1 представлена схема шагового волнового электромагнитного двигателя (ВЭД), который состоит из корпуса двигателя 7, шихтованного статора 2, многофазной обмотки 3, жесткого колеса 4, волновой передачи, гибкого колеса 5, силового маг- нитопровода 6 (стальная лента) и выходного вала 7.
Толщина стенки гибкого элемента должна быть снижена до (0,0006—0,007) d.
При последовательном возбуждении импульсами постоянного тока диаметрально противоположных полюсов статора гибкий ротор двигателя деформируется по двухволновой схеме. В результате его обкатывания по жесткому элементу выходной вал получает дискретные перемещения с ценой шага
ло __ 180°
где и — передаточное число зубчатого зацепления; /лф — число фаз обмоток возбуждения полюсов (в рассматриваемом случае тф = = 4).
Применение шаговых ВЭД значительно повышает быстродействие и точность цифровых следящих систем при снижении габаритов и массы привода.
На рис. 2, а представлена схема ВЭД шагового двигателя с осевым замыканием магнитного потока.
Статор двигателя состоит из 16 П-образных сердечников 1 с обмотками 2. Обмотки питаются импульсами постоянного тока от восьмитактного распределителя. Гибкий ротор выполнен в виде тонкостенного стакана 3, а жесткое колесо 4, в виде массивного кольца, закрепленного в корпусе двигателя. В качестве силового магнитопровода, деформирующего гибкий стакан, используются штампованные пластинки 5, выполненные из электротехнической
стали толщиной 0,35 мм. Пластинки скрепляются резиновыми кольцами 6. С целью снижения моментов трения и инерции выходного вала 7 шарнирное кольцо 3, на которое опираются пластинки 5, может быть посажено на подшипниковую опору (рис. 2, б).
Все детали волновой передачи, а также корпус двигателя выполняются из немагнитного материала.
Для увеличения нагрузочной способности двигателя внутри гибкого ротора может быть размещен второй внутренний статор с меньшим числом пар полюсов, магнитная система которого должна быть сдвинута в пространстве на 90°.
Необходимо отметить, что конструкция магнитопровода, несмотря на ее простоту, не позволяет полностью использовать внутреннее пространство статорной части двигателя. Двигатель характеризуется относительно низким коэффициентом использования стали статора. Между сердечниками появляются значительные потоки рассеяния. Поэтому габариты описанного двигателя получаются большими.
От некоторых из указанных недостатков свободна конструкция синхронного ВЭД, представленная на рис. 3, а.
Двигатель имеет стандартный статор 7, в пазах которого размещается обычная двух- или трехфазная двухполюсная обмотка 2 переменного тока. Магнитный поток через ротор замыкается в радиальном направлении. Гибкий элемент 3 выполнен из пластмассы в виде колоколообразной трубы. Жесткое колесо 4 изготовляется из немагнитного материала. Благодаря применению пластмассы значительно снижаются потери на деформацию гибкого ротора и упрощается технология его изготовления, но так как магнитный поток проходит через стенки пластмассового элемента, увеличивается намагничивающий ток статора, который приводит к снижению коэффициента мощности cos ф. Для снижения магнитного сопротивления стенок пластмассового гибкого элемента (воздушного зазора) они могут быть армированы стальной проволокой (рис. 3, б).
Силовой магнитопровод в виде бесконечной цепи (рис. 3, в) собирается из одинаковых элементарных пластинок 5 путем сочленения выпуклых и вогнутых шарнирных поверхностей. Недостатком этого магнитопровода является большое количество воздушных зазоров на пути прохождения радиального магнитного потока.
В устройстве силового магнитопровода (рис. 3, г) шихтованный сердечник 6 крепится неподвижно на валу 7 двигателя. На поверхности сердечника прорезаны продольные канавки 3, которые служат в основном для удержания ферромагнитных частиц 9 от сепарирования. Для свободного перемещения частиц канавки рекомендуется заполнять неполностью.
Следует отметить, что из-за небольшой магнитной проницаемости ферромагнитных порошков (р/ = 4-М2) эффективность его применения незначительна.
Тонкая стальная лента из материала с большой магнитной проницаемостью (рис. 3, д), плотно свернутая внутри гибкого элемента, является более эффективным гибким магнитопроводом. Ширина стальной ленты должна равняться осевой длине статора, а толщина может колебаться в пределах 0,025—0,2 мм.
На рис. 4 представлены схемы быстродействующих ВЭД.
Быстродействие этих двигателей достигается за счет улучшения конструкции силового магнитопровода.
Во всех схемах двигателей по рис. 4 используется стандартный статор 7, в пазах которого могут размещаться обычные обмотки 2 как переменного, так и постоянного тока.
В схеме двигателя на рис. 4, а в качестве силового магнитопровода используются Т-образные штампованные пластинки 3. Гибкий элемент 4 представляет собой стакан с внешним зубчатым венцом,
105


жесткий элемент 5 — тонкое кольцо с внутренним зубчатым венцом, которое закрепляется неподвижно в расточке статора 1. Пластинки располагаются равномерно внутри гибкого элемента 4 и опираются на два кольца 6, которые навиваются из стальной ленты. Между пластинками и кольцом имеется торцовый контакт для замыкания пути радиального магнитного потока. В данной конструкции силового магнитопровода обеспечивается достаточная гибкость при деформировании ротора и хорошая равномерная магнитная проводимость во всех радиальных направлениях окружности кольца 6, что значительно снижает нестабильность выходного момента и повышает КПД двигателя. Для снижения вихревых токов магнитопровода поверхности пластинок и ленты покрываются тонким слоем изолирующего лака. Промежуточная прокладка 7 (из прочной резины) является демпфером вибраций и, кроме того, служит связующим звеном между пластинками и кольцом 6. Фиксирующий штифт 8 предназначен для удерживания стальной ленты от разматывания (устанавливается обычно в двух диаметрально противоположных сторонах кольца). Эластичное кольцо 9 служит для предотвращения осевого перемещения силового магнитопровода внутри гибкого элемента.
Силовой магнитопровод (рис. 4, б) собирается из одинаковых по конфигурации Г-образных пластин 3. Они укладываются внахлестку по всей периферии кольца 6. После сборки между пластинками и кольцом образуется двусторонний магнитопроводящий торцовый контакт. Эта схема отличается простотой, малыми габаритами, однако обладает и недостатком — кольцо 6 быстро насыщается, так как его осевая длина меньше ширины статора. Поэтому энергетические показатели данной конструкции будут ниже, чем первой.
Двигатель, схема которого показана на рис. 4, в, имеет в качестве силового магнитопровода пластинчатые рычаги 3, которые располагаются внутри гибкого пластмассового элемента 4. Пластинчатые рычаги с одной стороны опираются на ленточный сердечник 6, а с другой — на кольцевой шарнир 10, укрепленный неподвижно на выходном валу. Пластинки и кольцевой сердечник имеют односторонний торцовый контакт для проведения радиального магнитного потока. Преимуществом данной схемы является то, что зубчатое зацепление передачи вынесено из зоны полюсных выступов статора обычного двигателя переменного тока, благодаря чему значительно упрощается технология изготовления ВЭД.
Конструкция ВЭД с фрикционной передачей представлена на рис. 5, а.
Магнитный поток в двигателе создается с помощью трехфазной обмотки переменного тока и системы подмагничивания, выполненной в виде кольцевого магнита 1. Обмотки соединяются таким образом, что переменный поток одной половины числа полюсных выступов 2 складывается с потоком постоянного магнита, а другой половины — вычитается. Суммарный магнитный поток смежных полюсных выступов замыкается через ротор 3 в осевом направлении. В результате ротор под действием электромагнитных сил растягивается в диаметрально противоположные стороны.
Особенностью данной конструкции является то, что гибкий цилиндрический ротор выполнен из отдельных ферромагнитных стержней, сваренных попарно по торцам в виде непрерывного замкнутого зигзага (см. рис. 5, б). Эта конструкция гибкого ротора отличается значительной жесткостью и большими потерями на вихревые токи.
Конструкция двигателя с двусторонним торцовым статором приведена на рис. 6. Каждый статор состоит из одинаковых П-об- разных шихтованных стержней /, на которые намотаны обмотки 2 переменного тока и подмагничивания 3. В этой конструкции гибкий элемент 4 выполнен в виде колоколообразной трубы с несопряжен¬
ными коническими и цилиндрическими поверхностями. С торцов к ним приварены диафрагмы 5. На обратной стороне диафрагмы прикрепляются шихтованные сектора 5, служащие якорями П-образных электромагнитов. При возбуждении электромагнитов сектора притягиваются и торцовые диафрагмы прогибаются в осевом направлении, что вызывает соответственно радиальную деформацию цилиндрического венца, находящегося в зацеплении с жестким колесом 7 выходного вала.
Недостатком данной схемы следует считать сложность конструкции гибкого элемента, трудность регулировки воздушных зазоров, а достоинством — малые величины осевых деформаций диафрагмы.
На рис. 7 представлена схема волнового электромеханизма для силовых передач с радиальной координацией волнового ротора относительно жесткого зубчатого колеса.
Волновая передача с электромагнитным генератором снабжена кулачками, на которые опирается гибкое колесо в местах его зацепления с жестким колесом (рис. 7, а). Профиль кулачков выбран из условия обеспечения оптимальной формы деформации гибкого колеса и соответствует профилю известных механических генераторов принудительной деформации. Гибкое колесо 1 под воздействием электромагнитного генератора 2 сцепляется с жестким колесом 3. Гибкое колесо через гибкие подшипники 4 опирается на кулачки 5. При работе передачи гибкое колесо деформируется синхронно с вращающимся электромагнитным полем и, взаимодействуя с жестким колесом, вращается с определенной скоростью относительно корпуса. При этом гибкое колесо, увлекая за собой кулачки 5, деформируется по строго заданному закону. Кулачки 5 можно устанавливать на выходной вал (рис. 7, б) при помощи подшипников. Этим обеспечивается радиальная координация гибкого колеса относительно жесткого, увеличивается надежность, долговечность и повышается коэффициент полезного действия волновой передачи с электромагнитным генератором. При этом характер работы зубчатых элементов волновой передачи с электромагнитным генератором полностью соответствует работе — волновой передачи с обычным механическим волновым генератором.
Лист 71. Волновые редукторы. Представленные конструкции редукторов для микропривода разработаны в СТАНКИНе. Они отличаются друг от друга конструкцией гибкого элемента и генератора волн.
Конструкции на рис. 1, 3 и 4 представляют собой последовательное соединение обычной передачи внутреннего зацепления с волновой передачей. В редукторе, приведенном на рис. 1, ведущим звеном является генератор волн, неподвижным — гибкая оболочка, а ведомым — жесткое зубчатое колесо. В редукторах на рис. 2, 3 и 4 ведущим звеном также является генератор волн, неподвижным — жесткое зубчатое колесо, а ведомым — гибкое колесо.
Редуктор, приведенный на рис. 1, является герметичным (см. ч. вторая, гл. III); полость генератора в нем изолирована от полости выходного вала. Гибкий элемент 1 выполнен в виде тонкостенной цилиндрической оболочки вращения с зубчатым венцом посередине. К гибкому элементу с одной стороны с помощью аргонодуговой сварки приварена конусно-тарельчатая мембрана с жестким фланцем 2, а с другой — мембранное дно. Такая конструкция оболочки придает ей большую гибкость и при деформировании ее генератором волн в рабочей зоне позволяет достаточно свободно деформироваться краям оболочки. Генератор волн выполнен из двух зубчатых дисков 3 и 4 (см. листы 73 и 79), каждый из которых установлен на двух подшипниках на эксцентриковых кольцах 5 и 6. Кольца связаны между собой и центральным валом редуктора 7 с помощью шпонок.
Конструкция генератора выполнена регулируемой, что позволяет изменять величину радиальной деформации гибкой оболочки. Это осуществляется с помощью центрального штока 3, гайки 9 и пружины 10, которые могут смещать эксцентриковые кольца относительно друг друга в радиальном направлении, увеличивая деформацию гибкого элемента. При уменьшении величины радиальной деформации диски генератора сдвигаются в радиальном направлении за счет упругих свойств самой оболочки.
В редукторе на рис. 2 гибкий элемент 1 выполнен в виде открытой с двух сторон короткой цилиндрической оболочки. Снаружи оболочка имеет два зубчатых венца. Правый венец является шлицевым, связан со шлицевой нарезкой кольца 2 и передает вращение на выходной вал редуктора. Левый зубчатый венец является рабочим и зацепляется с неподвижным зубчатым жестким колесом 3, установленным в корпусе 4. Генератор волн, так же как и в конструкции на рис. 3, выполнен по аналогии с генератором, приведенным на рис. 1, т. е. тонкостенный подшипник 5 насажен на кулачок 5, который смонтирован на валу 7 с помощью резиновых шайб 8.
В редукторе на рис. 2 на входе отсутствует передача с внутренним зацеплением.
Редукторы на рис. 3 и 4 имеют на входе два электродвигателя Д25А с частотой вращения 5400 об/мин (со = 565 рад/с), на валах которых установлены шестерни, зацепляющиеся с колесом, имеющим внутреннюю зубчатую нарезку. От предыдущего данный редуктор отличается конструкцией гибкого элемента, который имеет внутреннюю мембрану, связанную с выходным валом редуктора и установленную на расстоянии, равном половине длины от нарезки гибкого элемента до его свободного торца.
В редукторе на рис. 4 гибкий элемент имеет форму короткого стакана с толстым дном. Для повышения гибкости стакана в нем сделаны прорези, расположенные в шахматном порядке в окружном направлении. Прорези выполнены на свободной от нарезки части гибкого элемента. От предыдущей конструкции генератор волн отличается тем, что вместо тонкостенного подшипника качения на эллиптический кулачок 1 напрессовано кольцо 2. Данная конструкция является генератором скольжения. Рабочей поверхности кольца 2 придана бокчообразная форма, чтобы исключить кромочный контакт с гибкой оболочкой (стаканом). Передаточное число редуктора равно 540.
Все редукторы смазываются консистентной смазкой ЦИАТИМ-201.
На рис. 5 представлена конструкция шагового электродвигателя (автор А. П. Габов).
Двигатель состоит из фланца 2, статора 9, напрессованного на втулку 3, жесткого колеса 6 и корпуса 14. Втулка 3 крепится к фланцу 2 с помощью винтов 5. Статор 9 центрируется по внутренней поверхности гибкого стакана с помощью колец 7. Гибкий стакан 11 связан с выходным валом 4 с помощью мембранной заделки. Отношение длины оболочки к ее диаметру равно 1,75. На внешней поверхности гибкого стакана 11 навита стальная магнитопроводящая лента 8 (из электротехнической стали). Первый слой ленты крепится к гибкому стакану 11 точечной электросваркой. Лента намотана на стакан до нужного внешнего диаметра D с определенной силой натяжения 2—3 кгс (19,61—29, 42 Н). Последний слой ленты сваривается с предыдущем. Таким образом получается гибкий ротор определенной жесткости, зависящий как от геометрических размеров самого стакана, так и от толщины и силы натяжения ленты.
Для предотвращения осевого смещения ленты последняя крепится еще двумя полыми заклепками 10 к гибкому стакану. Заклепки выполнены из нержавеющей стали и устанавливаются в диаметрально
106


противоположных точках стакана. Внутри втулки 3 установлены два подшипника 13 выходного вала 4. Концы обмоток 12 статора 9 выведены на клеммную колодку 1. Материал стакана — сталь марки 1Х17Н2, толщина стенки стакана 0,15 и 0,2 мм (два исполнения), материал гибкой ленты — электротехническая сталь, толщина гибкой ленты 0,08 мм. Нарезка на колесе 6 осуществляется специальной электроискровой прошивкой. Передаточное число редуктора и = = 100, числа зубьев колес соответственно равны: жесткого 202, гибкого 200. Модуль зацепления 0,2 мм, деформация гибкого стакана А = 0,22 мм, внутренний диаметр стакана dBH. сТ = 40,58 мм, шаг 0°ш = 0,45°, число фаз обмотки статора тф = 4. На рис. 6 и 7 показаны общий вид и отдельные элементы шагового двигателя.
Лист 72. Планетарно- волновой редуктор привода арматуры (рис. 1) состоит из двух ступеней: планетарной и волновой. Предусмотрен ручной дублер. Переключение с машинного привода на ручной производится с помощью зубчатой муфты, которая соединяет либо вал генератора с промежуточным валом водила, либо вал генератора с коническим колесом ручной передачи.
Планетарная ступень служит для понижения частоты вращения генератора волн и представляет собой передачу типа AI с плавающим зубчатым наружным венцом.
Волновая ступень редуктора представляет собой передачу типа 2К—Н с кулачковым двухволновым генератором в сочетании с тремя гибкими подшипниками качения с тонкостенными кольцами и телами качения одинакового диаметра. Между гибкими подшипниками генератора волн и гибким элементом волновой передачи имеется промежуточное тонкостенное кольцо.
Гибкий элемент волновой передачи представляет собой тонкостенное зубчатое кольцо, которое одним концом контактирует с зубчатой неподвижной муфтой, жестко скрепленной с корпусом редуктора, а другим — с ведомым валом привода. Числа зубьев жесткой муфты и гибкого элемента равны между собой и зубчатые нарезки имеют одинаковый модуль. Жесткая зубчатая муфта удерживает гибкий элемент от вращения. Число зубьев жесткого венца, соединенного с выходным валом привода, больше на два зуба, чем число гибкого кольца. При вращении генератора волн в этой части гибкого элемента и происходит редуцирование частоты вращения.
С точки зрения повышения долговечности гибкого элемента волновой передачи, а следовательно, и привода в целом, необходимо, чтобы образующая гибкого кольца при его деформации генератором волн перемещалась бы параллельно своему первоначальному положению. Для этого необходимо, чтобы толщина стенки гибкого элемента, числа зубьев и модули на обоих его концах были равны между собой. Чтобы жесткая муфтовая сторона волновой передачи не мешала деформации гибкого элемента, необходимо зубчатую нарезку на муфте выполнять корригированной.
Передача вращения с выходного вала привода снимается через торцовую кулачковую муфту. Редуктор смазывается консистентной смазкой. Привод реверсивный, предназначен для кратковременной работы.
На рис, 2 представлена конструкция дискового эллиптического составного кулачка. На жесткую ступицу 1 надето первоначально круглое кольцо 2. В зазор между ступицей и кольцом вставлены штифты 3 разных диаметров, которые деформируют кольцо до нужного профиля. Фланец 4 и винт 5 фиксируют кольцо и штифты в осевом направлении. От целиковых дисковых кулачков данная конструкция отличается меньшей трудоемкостью изготовления и возможностью регулирования профиля кулачка.
Лист 73. Волновой редуктор привода арматуры представляет собой одноступенчатый волновой редуктор, выполненный по схеме редуктора, приведенного на листе 72. Ручной дублер отсутствует. Движение передается от пневмодвигателя через жесткую соединительную муфту непосредственно на вал двухволнового генератора. Генератор волн редуктора состоит из четырех дисков /, соединенных попарно планками 2 в виде «беличьего» колеса и смонтированных на шарикоподшипниках 3. Шарикоподшипники установлены на вал 5 генератора на эксцентриковых втулках 4. Диски «беличьего» колеса по окружности имеют прорези, через которые проходят соединительные планки 2. При вращении вала генератора диски 1 совершают колебательные движения и поочередно деформируют гибкое зубчатое кольцо волновой передачи. Данный генератор обладает меньшей динамикой и, кроме того, в его конструкции отсутствуют гибкие подшипники.
Лист 74. Волновой привод шарового крана для магистральных газо- и нефтепроводов Dy = 300 мм. Волновой редуктор двухступенчатый, каждая из последовательно соединенных ступеней представляет собой передачу типа 2К—Н и описана на предыдущих двух листах.
Гибкие элементы обеих ступеней представляют собой зубчатые кольца, закрепленные от вращения, которые одной стороной зацепляются с муфтовой деталью, а другой — с жестким зубчатым колесом. Муфтовая деталь и гибкое колесо имеют одинаковые числа зубьев; предназначена для закрепления его в корпусе от вращения. Зубья муфты имеют коррекцию, что позволяет образующей гибкого кольца генератором волн перемещаться параллельно самой себе. Это повышает долговечность гибкого элемента.
Конструкция выполнена таким образом, что жесткое колесо первой ступени редуктора является генератором волн второй ступени. Движение с жесткого колеса второй ступени передается непосредственно на квадрат крана. Предусмотрен ручной дублер.
Движение от пневмодвигателя передается на вал генератора первой ступени через зубчатую передачу с передаточным числом и = = 1,2 с помощью зубчатой муфты включения. Генераторы обеих ступеней выполнены кулачковыми двухволновыми с гибкими подшипниками. Генератор волн первой ступени редуктора выполнен самоустанавливающимся на валу с помощью неметаллических колец (см. лист 68).
Редуктор реверсивный, предназначен для кратковременной работы и смазывается консистентной смазкой.
Лист 75. Волновой вертикальный редуктор с косозубой передачей. Представленная конструкция волнового вертикального одноступенчатого редуктора с косозубой передачей предназначена для привода поршневых насосов.
Требуемое передаточное число редуктора — 15 получено за счет применения гибкого и жесткого колес с малым числом зубьев (соответственно 30 и 32). Для повышения плавности зацепления зубья этих колес выполнены винтовыми с большим углом подъема, а для уменьшения радиальной деформации — укороченными, т. е. имеют специальный профиль.
При таких больших диаметральных размерах колес, как в данном редукторе, обычный широко применяемый в волновых передачах кулачковый генератор с гибким подшипником работает на пределе своих возможностей, так как окружные скорости тел качения и сепаратора оказываются очень большими. Очевидно, что такой генератор волн не может быть приемлем для редукторов, от которых требуется пониженная виброактивность. Поэтому был разработан специальный подшипниковый генератор волн. Его основа — трехряд¬
ный кулачковый гибкий подшипник небольшого диаметра с двумя волнами деформации.
Деформация от гибкого кольца подшипникового генератора передается к гибкому колесу редуктора при помощи 72 колонок шариков, заложенных в радиальные каналы специальной обоймы. Для уменьшения контактных напряжений между шариками и гибким колесом последний шарик колонки взят большего диаметра, чем основные шарики. В каналах шарики размещаются с зазором 0,2—0,3 мм. Поэтому неизбежно возникающие при изготовлении отклонения от прямолинейности оси каналов не оказывают практически существенного влияния на плавность работы генератора.
Гибкий элемент редуктора представляет собой тонкостенный цилиндрический стакан с дном, который крепится через промежуточную деталь к обойме для шариковых колонок генератора; обойма жестко соединена с выходным валом редуктора. Направление зубьев на гибком элементе редуктора выбрано таким, чтобы гибкое колесо под действием возникающей в зацеплении осевой силы работало бы на растяжение. Ведущим является генератор волн редуктора, ведомым — гибкий зубчатый стакан при неподвижном жестком зубчатом колесе.
Для снижения виброактивности привода входной и выходной валы редуктора динамически изолированы от электродвигателя и поршневого насоса муфтами с упругими элементами.
Смазка редуктора осуществляется жидким маслом от плунжерного насоса, приводимого в движение кулачком, закрепленным на выходном валу редуктора.
Редуктор нереверсивный.
Листы 76 и 77. Волновые вертикальные редукторы выполнены двухступенчатыми и предназначены для привода судовых поршневых насосов с пониженной виброактивностью. Первая ступень выполнена в виде волнового зубчатого редуктора с передаточным числом и — 60, а вторая — в виде повышающей зубчатой передачи с передаточным числом и = 4. Такое сочетание ступеней редуктора вызвано требуемым передаточным отношением привода между двигателем и насосом, а также целесообразностью применения волновой одноступенчатой передачи с прямыми зубьями эвольвентного профиля.
Зубчатая повышающая передача выполнена по схеме планетарного механизма AI с тремя сателлитами при неподвижном водиле. Входные и выходные центральные колеса «плавающие» и базируются по зубьям сателлитов, установленных на неподвижных осях. Такая схема применена для получения большей компактности и меньшей виброактивности привода.
В волновых передачах использованы четырехроликовые генераторы волн (установлены попарно по окружности гибкого элемента в зоне большой оси эллипса).
Смазка осуществляется жидким маслом от насоса.
На листе 76 гибкий элемент волновой передачи выполнен в виде зубчатого кольца равной толщины, которое одним концом зацепляется с неподвижной зубчатой муфтой, а другим — с жестким зубчатым колесом передачи. На каждой из четырех осей генератора волн установлены по два ролика для обеспечения равномерного зацепления зубьев гибкого элемента с зубьями муфты и жесткого колеса.
На листе 77 гибкий элемент волновой передачи выполнен в виде открытого стакана, с одной стороны имеющего зубчатую нарезку для соединения с неподвижной зубчатой муфтой, а с другой — зубчатую нарезку для осуществления рабочего зацепления с жестким зубчатым колесом волновой передачи. На каждой из четырех осей генератора установлено по одному ролику.
107


Листы 78 и 79. Трехскоростной волновой редуктор. Редуктор общего назначения состоит из гибкого элемента /, выполненного в виде стакана и жестко связанного с выходным валом 9, регулируемого дискового генератора 3 и тройного блока жестких колес 4. Тройной блок жестких колес с помощью системы управления, состоящей из зубчатой рейки 12 и сектора 13, перемещается соосно гибкому элементу по четырем цилиндрическим направляющим 11. Число волн генератора равно двум. Изменение передаточного числа редуктора осуществляется зацеплением соответствующего жесткого колеса блока с гибким колесом.
При данной конструкции генератора возможно изменение величины радиальной деформации гибкого элемента за счет плавного и синхронного перемещения дисков генератора по клиновым втулкам 2 с номощью штифтов 8 и 10 шпонки 5. Связь между вилкой 15 и втулкой управления 6 осуществляется через радиальный однорядный шарикоподшипник 7, смонтированный в обойме 17. Обойма 17 имеет два клиновых паза, в которые входят сухари 16 вилки управления 15. При вращении винта управления 14 вилка 15 перемещается вдоль оси винта и через сухари 16 давит на обойму 17, сообщая последней осевое движение по входному валу редуктора, что заставляет в этом же направлении перемещаться диски генератора. При этом угол наклона клина и шаг винта управления 14 выбраны таким образом, что одному обороту винта соответствует включение одной ступени редуктора.
Диски генератора волн выполнены зубчатыми (см. лист 73), и взаимное расположение зубцов одного диска во впадинах другого позволяет расположить точки приложения радиальных усилий со стороны генератора волн в одной плоскости, поперечной оси гибкого элемента.
Смазывается редуктор жидким маслом.
Мощность приводного электродвигателя N = 2 кВт; частота вращения вала электродвигателя пэ = 1500 об/мин (со = 157 рад/с); передаточные числа редуктора равны 200, 100 и 66,6; КПД редуктора 0,9.
Материал гибких и жестких колес — сталь марки 40Х улучшенная.
Лист 80. Механизм подъема тали электрической. На листе представлен волновой прямозубый редуктор типа 2К—Н механизма подъема электротали. Гибкий элемент выполнен в виде зубчатого кольца постоянной толщины; одним концом он закреплен от вращения муфтовой деталью в корпусе, а другим зацепляется с жестким зубчатым колесом волновой передачи. Жесткое колесо скреплено с барабаном болтами.
Генератор состоит из двух дисков, выполненных в виде «беличьего» колеса, которые с помощью подшипников смонтированы на эксцентриках вала генератора. Гибкое кольцо фиксируется в осевом направлении буртиками дисков генератора. Внутри барабана на валу генератора смонтирован дисковый электромагнитный тормоз.
Смазка осуществляется консистентной смазкой. Редуктор реверсивный, работает в условиях повторно-кратковременного режима.
Глава III
ГЕРМЕТИЧНЫЕ ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Лист 81. Герметичные волновые передачи [30, 34, 311. На рис. 1 представлена конструкция вентиля с волновой резьбовой передачей. Эллиптический двухрядный роликовый генератор 1 расположен
108
внутри маховика 2 и через гибкий герметизирующий элемент 5, приваренный к корпусу вентиля 12, деформирует гибкую гайку 3, вводя ее в зацепление с винтом 4. Гибкая гайка 3 удерживается в осевом направлении распорными втулками 7 и 9. Ролики генератора катятся по промежуточному проставному кольцу 3, которое предохраняет герметизирующий элемент 5 от контактных напряжений. Наружные кожухи 6 и 11 защищают герметизирующий элемент от повреждений и предохраняют обслуживающий персонал в случае разрыва оболочки. При вращении генератора винт, удерживаемый от вращения штифтами 10, получает поступательное движение, в результате которого золотник 13 перекрывает проходное отверстие вентиля.
Наряду с рассмотренными ранее типами волновых передач существует еще одна разновидность, так называемые передачи-муфты [30], которые представляют собой кулачковые муфты с промежуточным гибким элементом в виде тонкостенной оболочки. Одна из конструкций таких муфт показана на рис. 2.
В этой муфте внутренний эллипс генератора 1 получен за счет применения разноразмерных шариков 2. Ведомый диск 3 выполнен в виде эллипса, эквидистантного эллипсу по шарикам генератора. В диске 3 расположены шарики 4 одинакового диаметра.
При вращении генератора разноразмерные шарики совершают планетарное движение и вращаются вокруг оси генератора замедленно. Частота вращения упругой волны в герметизирующем гибком элементе будет соответственно меньше частоты вращения генератора, поэтому и ведомый диск привода, вращающийся со скоростью упругой волны, будет также вращаться медленней, чем вал генератора. Таким образом в рассматриваемом механизме осуществляется редуцирование частоты вращения генератора. Если шарики генератора выполнены одинаковыми (в этом случае кулачок генератора делают эллиптическим), то частота вращения упругой волны в гибком элементе будет равна частоте вращения генератора и редуцирования частоты вращения не будет, т. е. получаем муфту. Ведущим звеном механизма может быть как генератор 1, так и вал 5.
Привод для преобразования вращательного движения в поступательное, применительно к управлению стержнями реактора, показан на рис. 3 [30 ] -
Зубчатые колеса 1 и 2 приводят в движение двухволновой четырехрядный шариковый генератор 3 трения качения. Последний через шарики 4 деформирует гибкий герметизирующий элемент 5 и гибкую гайку 6. Кольцевые канавки гибкой гайки зацепляются с двух- заходной резьбой винта, который связан со стержнем реактора. Винт 7 закреплен от вращения и при вращении шестерни 1 перемещается поступательно.
Внутри полностью герметизированной трубы (поз. 5) поддерживается постоянное давление при максимальной рабочей температуре 343° С. Скорость перемещения винта равна 0,51 м/мин (0,0085 м/с), длина перемещения 762 мм, осевое усилие на винте 1430 кгс (14028,3 Н)*
Конструкция волновой передачи-муфты, предназначенной для передачи движения в герметическое пространство, представлена на рис. 4, б. В герметизирующей стенке 1 устанавливается передача 2, основным элементом которой является труба 3. Труба 3 прикрепляется с обеих сторон к стенке 1 при помощи диафрагмы 4 и* колец 5, которые прижимают фланцы 6 диафрагмы 4. Деформация наружного конца трубы осуществляется при помощи роликов 7, которые могут вращаться на осях 8, установленных в водиле 9. Водило 9 жестко прикрепляется к ведущему валу 10, установленному в подшипнике 11, который крепится к стенке /. Вращение вала 10 может производиться вручную маховичком 12.
Следует отметить, что ролики 7 могут быть установлены как внутри, так и снаружи трубы 3, тогда генератор рассматриваемой волновой передачи будет наружного расположения. По мере вращения генератора волновая деформация передается через трубу 3 и отчасти через диафрагму 4 на левый конец этой трубы (см. рис. 4, а). Передача вращения от деформируемого конца трубы на ведомый вал 13 осуществляется при помощи роликов 14, оси 15 которых закреплены на водиле 16. Таким образом конструкция ведущего и ведомого узлов вращения одинакова.
Ведомый вал 13 установлен в подшипнике 17 и передает вращение на гибкий вал 18, который снабжен колесом 19. Колесо 19 предназначено для контроля дистанционного управления герметичного привода.
Диафрагма 4 изготовляется из гибкого деформируемого материала, так как в процессе вращения волны деформации в трубе 3 возникают сравнительно небольшие продольные перемещения, которые воспринимаются диафрагмой 4. Внутри трубы 3 в той же плоскости, что и диафрагма 4, помещается круглый диск 20. Диск 20 герметично прикрепляется к трубе 3. При деформации по торцам гибкой трубы 3 ее среднее сечение остается круглым. Величина деформации гибкой , трубы, от которой главным образом зависит величина передаваемого крутящего момента, может быть выполнена регулируемой. Труба может изготовляться как из металла, так и не из металла.
На рис. 5 показан привод в герметизированное пространство, предназначенный для механизмов, работающих в условиях вакуума. Привод обеспечивает скорость вращения, равную 15° в 1 ч с погрешностью менее 5 мин (кинематическая точность —30 с). Передаточное число привода и = 100, крутящий момент на выходном валу — 1,7 Н • м (0,173 кгс-м), наружный диаметр привода 113 мм, длина 210 мм, масса привода вместе с двигателем 1,8 кг.
Движение передается от электродвигателя 1 генератору 2, который деформирует зубчатый венец, выполненный заодно с неподвижным гибким элементом 3 двойной колоколообразной формы, и далее на жесткое колесо 4.
Лист 82. Вентиль с приводом штока через герметизирующую эластичную перегородку от волновой передачи состоит из следующих основных частей: корпуса /, проходное отверстие которого перекрывается плавающим золотником 22, соединенным с концом штока 17. В корпусе 1 и на конце золотника имеются наплавленные уплотнительные кольца. Шток имеет направление во втулке 2 и пробке 12 и в случае необходимости, определяемой кинематикой, может удерживаться от вращения шпонкой 4. На шток 17 насажен винт 20 с наружной резьбой (или кольцевыми канавками), которые контактируют с кольцевыми канавками (или соответственно резьбой) гибкой резьбовой втулки 7 (или гибкого кольца — гайки 35). Кроме того, в вентиле предусмотрено и другое сочетание нарезок — пара малых перемещений. Для этого в гибкой гайке 35 (или стакане 7) и на винте 20 выполняется резьба одного профиля, шага и направления. Гибкая втулка 7 центрируется по втулке 2 и прижимается к ее торцу накидной гайкой 5. Между торцовыми поверхностями втулок 2, 7 и гибкой герметизирующей оболочки 31 расположены уплотнения 21, выполненные из фторопласта. Это сделано для того, чтобы можйобыло полностью разобрать опытный образец; в рабочих образцах герметизирующую оболочку 31 можно изготовлять заодно с фланцем (например, приварить к накидной гайке 5).
Зацепление гибкой гайки с винтом происходит при деформации гибкой гайки поперечными силами в зоне малых осей эллипса. Радиальная деформация А равна полуразности средних диаметров кольцевых канавок гайки и резьбы штока.


Предусмотрены следующие варианты волнового привода:
а) гибкая гайка 35 имеет кольцевые канавки (резьба с нулевым углом подъема), винт 20 имеет двухзаходную правую или левую резьбу;
б) двухзаходные резьбы одинакового шага и профиля, но разного направления.
В этом случае резьбы подбираются так, что в недеформирован- ном состоянии винт 20 свободно проходит в гибкую гайку 35 (или резьбовую втулку-стакан 7);
в) резьбы одинакового шага, профиля и направления (пара малых перемещений); число заходов в этом случае выбирается произвольно и не зависит от числа волн деформаций; винт 20 ввертывается в гибкую гайку 35;
г) фрикционная передача: на деталях 33 и 35 выполнены кольцевые канавки, при этом в недеформированном состоянии деталь 33 (фрикцион) должна свободно проходить в деталь 35 (гибкое кольцо);
д) фрикционная передача с гладким ободом.
В последних трех случаях (а особенно в случаях вид) можно получить значительно большую редукцию, чем в случаях а и б. Следовательно, передачи по пунктам в, г, д следует рекомендовать для вентилей с приводом от быстроходных двигателей. Кроме того, в случаях вид существенно облегчается работа гибких элементов вентиля, которые при этом испытывают значительно меньшую радиальную деформацию, что особенно важно при продавливании нескольких гибких элементов. Резьбовую втулку 7 можно применять вместо гибкой гайки-кольца 35. Последнее ориентируется в осевом направлении при помощи распорных втулок 32 и 35, наружный диаметр которых меньше внутреннего диаметра герметизирующей оболочки 31. Это предусмотрено с той целью, чтобы распорные втулки не мешали деформации оболочки. Шаг нарезки был выбран 1 мм, угол профиля .60°, число заходов резьбы винта равнялось 2 и 4. Резьбовой стакан 7 и винт 20 расположены внутри гибкой герметизирующей оболочки 31 (8). Сверху на оболочку надет бандаж 11, прижимающий прокладку /5,
Герметизирующая оболочка может быть получена вытяжкой (заготовка — чулок для сильфона).
Для увеличения прочности оболочка может быть выполнена многослойной — составлена из нескольких чулок, толщиной 0,1 — 0,2 мм каждый (см. поз. 8). Материал чулок — нержавеющая сталь типа 08Х18Н10Т. Кроме того, герметизирующая оболочка может быть получена токарной обработкой (см. поз. 31) из соответствующих по условиям работы и характеристике рабочей среды марок сталей.
Давление внутри оболочки 31 (8) равно давлению рабочей среды. Для сообщения полостей над и под винтом 20 на нем выполнена канавка в виде шпоночного паза. С этой же целью выполнены радиальные сверления в распорных втулках 32 и 36 (на чертеже эти сверления не показаны).
В верхней части пробки 12 сделано резьбовое сверление, закрытое винтом 14 с прокладкой 15, которое служит для выпуска воздуха из внутренней полости оболочки в момент заполнения ее рабочей средой при сборке вентиля. Кроме того, через это отверстие можно производить замер осевого перемещения штока (при снятом кожухе 10) во время проведения кинематических испытаний вентиля.
Оболочка 31 полностью герметизирует внутреннюю полость вентиля от наружной среды.
Деформирование гибких элементов вентиля происходит нажимными подшипниками 19 генератора. Подшипники смонтированы на штифтах 23 в вилках генератора 24 по четыре штуки с каждой сто¬
роны. Вилки генератора направляются шпонками 26. Для ориентировки генератора относительно оси герметизирующей оболочки подшипники сдвоены и расположены в шахматном порядке. Это сближает точки приложения усилий со стороны генератора к оболочке.
Сближение нажимных подшипников, а следовательно, и радиальная деформация гибких элементов вентиля происходит при помощи винтов 28. Во избежание концентрации напряжений в тех сечениях герметизирующей оболочки, где по ней обкатываются нажимные подшипники, между ними и оболочкой предусмотрено гибкое промежуточное кольцо 18, выполненное из подшипниковой стали твердостью HRC 35..А0. Чтобы кольцо в процессе работы не сползало вниз (или вверх), его надо устанавливать симметрично относительно подшипников генератора. Еще лучше, если оно будет сразу ориентировано в осевом направлении, например выполнено в виде стакана с фланцем.
Генератор деформирует через промежуточное кольцо 18 герметизирующую оболочку 31 (8), придавая ей форму эллипса. Вместе с оболочкой 31 форму эллипса принимает гибкое кольцо 35 (или резьбовой стакан 7). В зонах малой оси эллипса происходит зацепление резьбовых нарезок.
Описанная конструкция генератора позволяет менять величину радиальной деформации гибких элементов вентиля. Кроме того, этот генератор облегчает условия сборки и разборки вентиля, а также в случае необходимости может быть применен для ряда наружных диаметров гибких оболочек.
Помимо сказанного такой генератор при необходимости позволяет испытывать, в целях сравнения, волновую передачу вентиля с одной волной деформации.
Недостатком рассмотренной конструкции генератора является раздельная настройка каждой нажимной вилки с подшипниками. Деформирование гибких элементов вентиля осуществлялось следующим образом: сначала при отпущенной гайке 27 нажимные вилки вручную подводились до касания с промежуточным кольцом 18, затем винтам 28 сообщалось одинаковое количество оборотов, вычисленное исходя из хода нарезки винтов и определяемое требуемой радиальной деформацией. Контроль угла поворота (количество оборотов) винта осуществлялся с помощью изогнутой стрелки, закрепляемой на четырехграннике каждого винта и кругового лимба, расположенного на наружной плоскости планки 25. Затем винты 28 фиксировались в заданном положении с помощью гаек 27.
Кожухи 9 к 10 ориентируют корпус генератора вдоль оси оболочки и защищают обслуживающий персонал в случае разрушения оболочки. Кожухи вращаются в подшипниках б и 13. Помимо этого упорные подшипники воспринимают осевую силу (разгружают оболочку 31), возникающую в результате действия внутреннего давления на торец пробки 12. В случае использования гибкого кольца 35 в виде гайки упорные подшипники будут разгружать герметизирующую оболочку и от осевой силы, действующей на шток 17 в момент закрытия (открытия) проходного отверстия корпуса 1. Осевая сила, действующая на шток, передается на гайку 35, затем на распорную втулку 32 и пробку 12. При высоком внутреннем давлении это разгружение значительно облегчает работу оболочки 31. Упорные подшипники 6 и 13 расположены в кожухах 9 и 10 и затягиваются гайкой 3. Кожух 10 имеет четырехгранный наконечник для встройки в испытательный стенд или для дистанционного управления через соединительную муфту.
При невысоком внутреннем давлении и незначительной радиальной деформации гибких элементов вентиля упорные подшипники можно не применять. В этом случае конструкция вентиля значительно
упрощается, становится более компактной (могут отсутствовать кожухи 9 и 10).
С целью разгрузки резьбовой нарезки волновой передачи от действия осевых нагрузок при закрывании (открывании) проходного отверстия вентиля предусмотрен второй вариант конструкции. Он представляет собой сочетание волновой передачи с обычной резьбовой нарезкой скольжения или качения, расположенной в корпусе вентиля, которая воспринимает осевые усилия и разгружает нарезку оболочки, что позволяет увеличить срок службы волновой передачи и повысить величину передаваемого на шток крутящего момента. Для этого на шток 17 надето жесткое колесо (или фрикцион) 33 с наружной нарезкой, выполненной в виде зубьев или кольцевых канавок (при малых передаваемых крутящих моментах фрикцион может быть и гладким), которая взаимодействует соответственно с зубьями или кольцевыми канавками гибкой втулки (фрикциона) 35.
Фрикцион 33 установлен на штоке 17 по ходовой посадке и передает крутящий момент на него с помощью шпонки 34. В осевом направлении фрикцион удерживается распорными втулками 29 и 30. При вращении фрикциона начинает вращаться и резьбовой шток, который за счет нарезки корпуса 1 движется в осевом направлении, закрывая или открывая проходное отверстие вентиля. При этом осевая сила воспринимается корпусом вентиля. Если для работы пар трения скольжения среда внутри вентиля неблагоприятна, то желательно при больших осевых нагрузках применять винтовые пары качения.
Во втором варианте конструкции вентиля фрикционная волновая пара может выполнять роль муфты предельного момента. В случае возрастания осевой нагрузки, а следовательно, и крутящего момента на штоке сверх расчетного фрикционная передача будет проскальзывать, не вызывая поломки деталей привода.
Лист 83. Вентиль с разделением полостей давления. Необходимость управления потоками среды, находящимися под высоким и сверхвысоким давлением, привела к разработке конструкции вентиля с так называемым разделением полостей давления.
В предыдущей конструкции вентиля генератор деформировал три соосных гибких элемента, а именно: наружное проставное кольцо, герметизирующую оболочку и гибкий резьбовой элемент; в случае выполнения герметизирующей оболочки из отдельных сильфонных чулок общее количество продавливаемых оболочек становилось и того больше.
Усилие, необходимое для деформирования трех гибких элементов, оказалось незначительным. При этом крутящий момент на рукоятках вентиля был не больше 1 кгс-м (9,81 Н-м). Это дало основание полагать, что можно применять вентили с разделением полостей давления несколькими герметизирующими оболочками с целью поддержания определенной разницы давлений внутри и снаружи каждой такой оболочки (что позволяет повышать давление внутри самого вентиля).
Принципиальным отличием данной конструкции вентиля от предыдущей является то, что для уменьшения перепада давления, воздействующего на герметизирующую оболочку, а также улучшения изоляции рабочего тела от окружающей среды в нем полость рабочего давления отделена от ёнешней атмосферы несколькими концентрично расположенными герметизирующими оболочками, в полостях между которыми поддерживается последовательно уменьшающееся давление. Принцип передачи движения через герметизирующие оболочки (с помощью волнового механизма) остался тем же.
Далее рассмотрены только принципиальные отличия данной конструкции вентиля от предыдущей.
109


Внутренняя полость вентиля герметизируется с помощью оболочки 3, навернутой на направляющую втулку 22. Внутри оболочки 3 расположена рабочая полость высокого давления р. Снаружи оболочки 3 находится промежуточный объем, изолированный от наружной среды оболочкой 2, также навернутой на втулку 22. Оболочки 2 и 3 после соединения с втулкой 22 могут быть приварены к ней, либо могут образовывать с ней неподвижный уплотняющий стык.
Внутри промежуточного объема давление меньше, чем в рабочей полости на требуемую величину. Для простоты рассуждения будем считать, что оно равно р!2. Таких разделенных полостей давления может быть несколько, что определяется величиной давления в рабочей полости вентиля. Величина давления внутри каждой промежуточной полости определяется той необходимой разностью давлений внутри и снаружи герметизирующей оболочки, которая наряду с радиальными усилиями генератора и усилиями в зацеплении и определяет напряжения в оболочке.
Следует сказать, что в данном вентиле все герметизирующие оболочки и гибкие элементы, относящиеся к ним (проставной чехол и т. д.), можно изготовлять из специальных сталей, отвечающих условиям работы волновой передачи (ШХ15 и т. д.). Лишь только одна внутренняя оболочка вместе с гибкой гайкой в случае химически активной рабочей среды может изготовляться из нержавеющей стали.
Для передачи радиальных усилий на гибкую резьбовую гайку 17 (которая зацепляется с резьбовым штоком 1) со стороны генератора, деформирующего гибкие элементы вентиля, между герметизирующими оболочками 2 и 3 проложены цилиндрические ролики б, которые могут иметь слегка бочкообразную форму во избежание кромочных контактных давлений на гибкие герметизирующие оболочки вентиля.
С этой же целью между роликами 6 и герметизирующими оболочками следует ставить промежуточные оболочки-чулки (на чертеже не показаны). Для внутренней оболочки это условие обязательно, так как последняя обычно по условиям среды изготовлена из нержавеющей стали. Такой же проставкой чулок следует поставить и между нажимными подшипниками генератора и наружной герметизирующей оболочкой. Кроме того, возможно применение полых тонкостенных роликов, что также снижает контактные напряжения.
Ролики 6 являются относительно жесткими телами по сравнению с оболочками и служат только для передачи радиальных усилий от одной герметизирующей оболочки к другой. В связи с этим можно считать, что на деформацию самих роликов работа не затрачивается.
В осевом направлении ролики удерживаются распорными втулками 5 и /б, размеры которых по диаметру выбраны с таким расчетом, чтобы не мешать деформации оболочек 2 и 3. Для исключения явления кавитации втулки 5 и 16 имеют радиальные сверления по всей длине.
Промежуточные полости вентиля заполняются водой или какой- либо другой жидкостью под необходимым давлением, создаваемым принудительно. Помимо того, что эта жидкость под давлением разгружает оболочку 3, она является и своеобразным защитным слоем. Оболочки 2 и 3 полностью герметизируют внутреннюю полость вентиля от наружной среды. Давление в промежуточную полость может быть заранее подано через обратный клапан, который может быть ввернут, например, в заглушку 11 (на чертеже не показан) взамен пробки 13. После этого может быть привернут и приварен фланец 12. Чтобы исключить влияние температуры на величину давления в промежуточной полости, можно поступать следующим образом: заранее заполнять эту полость под давлением, соответствующим тем условиям, при которых этот вентиль будет работать, т. е. заранее учитывать температуру окружающей среды, заведомо повышая или
110
понижая на определенную величину первоначально подаваемое в замкнутый объем давление.
Следует отметить, что для каждой оболочки нежелательным является понижение давления снаружи, а не внутри, так как при этом увеличивается разница давлений, в противном же случае она уменьшается.
Для поддержания установленной разницы давлений в обеих полостях в вентиле может быть применена саморегулирующая головка, которая ввертывается в торец внутренней герметизирующей оболочки.
Внутри головки расположены два поршня 27 и 29 разных диаметров, связанных между собой пружиной 28 или штоком 14. Головка герметически закрыта мембранами 7. При сравнительно больших ходах поршней возможно применение сильфонов, которые прижаты к корпусу 9 головки гайками 8 и 10, после чего последние заварены. Внутренняя полость головки заполнена жидкостью под некоторым давлением, что наряду с поршнями разгружает мембраны и способствует передачи изменения давления в промежуточную полость вентиля.
Работает головка следующим образом. В рабочем состоянии поршни головки находятся в состоянии равновесия, что подбирается соответствующей разницей их диаметров. Если во внутренней рабочей полости вентиля почему-либо произошло повышение давления среды, то через мембраны это вызовет перемещение штока с поршнями в сторону полости с меньшим давлением до тех пор, пока поршни не уравновесятся. Это вызовет повышение давления в наружной полости (в промежуточной) герметизирующей оболочки, что в свою очередь передастся в следующую промежуточную полость и т. д.
В том случае, когда поршни головки соединены пружиной, перемещение меньшего поршня со стороны полости более высокого давления будет происходить до тех пор, пока око не вызовет в пружине появления дополнительной силы, способной переместить больший поршень в сторону полости меньшего давления, что вызовет в последней также повышение давления на определенную величину.
Изменение давления в промежуточной полости можно осуществлять и другим путем. К торцам герметизирующей промежуточной оболочки 2 можно присоединить соответствующие патрубки, через которые можно прокачивать под необходимым давлением какую-либо жидкость. Эта жидкость может не только охлаждать вентиль и защищать обслуживающий персонал от высокой температуры рабочей среды, но и служить своеобразным защитным слоем от радиоактивных излучений в том случае, если рабочая среда имеет частицы продуктов радиоактивного распада. Наличие нескольких разделенных полостей давления является гарантированной защитой при выходе из строя (трещина, разрыв) внутренней герметизирующей оболочки вентиля.
Генератор вентиля состоит из двух частей 23 и 25, скрепленных осью 24 и стянутых винтом 26. Передача радиальных усилий со стороны генератора на гибкие элементы вентиля осуществляется так же, как и в предыдущем вентиле, т. е. с помощью сдвоенных нажимных подшипников 21 у расположенных на осях 19 по пять штук с каждой стороны. Оси генератора 19 крепятся в планках /5, закрепленных на корпусе генератора с помощью штифтов 20, что позволяет группе подшипников с каждой стороны самоустанавливаться относительно гибких элементов вентиля. Вдоль оси вентиля генератор ориентирован с помощью стакана 4 и защитного колпака 15.
Данная конструкция генератора является простой и быстросъемной. Кроме того, она позволяет менять величину радиальной деформации гибких элементов, что может быть вызвано износом резьбы
вентиля в процессе работе. Такой генератор может бить применен для целого ряда наружных диаметров оболочек.
Следует сказать, что конструкция генератора с подшипниками, сдвоенными в окружном направлении, является более предпочтительной, чем с одинаковыми роликами-подшипниками по одному с каждой стороны (так называемый свободный генератор с двумя роликами), так как в последнем случае велики изгибные и контактные напряжения между роликом и оболочкой и меньше угол контакта резьбовых нарезок.
Описанные генераторы по смыслу приближаются к охватывающим генераторам с заранее заданной (кулачок) или «свободной» (гибкий подшипник сдавливается двумя силами) формой волны деформации. В рассмотренном генераторе нагрузка распределяется между спаренными подшипниками (роликами), что уменьшает изгибные и контактные напряжения, увеличивает угол контакта резьбовых нарезок.'
Вентиль работает по принципу предыдущей конструкции.
В данном вентиле предпочтение следует отдавать таким сочетаниям нарезок, при которых радиальная деформация гибких элементов будет наименьшей (например, пара малых перемещений и т. д.), так как приходится продавливать большее количество оболочек, чем в обычном случае. Однако это положение следует выполнять при количестве полостей давления больше двух-трех.
Разделение полостей давления может быть применено и в случае одноволнового генератора, когда оболочка в поперечном сечении остается окружностью (балка, работающая на изгиб). При одной волне деформации также возможны все виды сочетаний нарезок.
В заключение следует отметить, что в вентилях с разделением полостей давления каждая из герметизирующих оболочек испытывает внутреннее давление (в случае конструкции с внутренним генератором — наружное давление) меньше, чем в вентилях с одной герметизирующей оболочкой. Разность давлений внутри и снаружи одной такой оболочки ограничивает утонение стенки и увеличение длины оболочки, что требуется по условиям получения более гибкой (податливой) оболочки.
Лист 84. Задвижка с приводом от волновой передачи. Лист 85. Гибкие элементы задвижки с приводом от волновой передачи. Одним из основных преимуществ волновой арматуры по сравнению с сильфонной является возможность получения больших осевых ходов исполнительного органа. Это особенно важно для задвижек, где для этих целей приходится применять несколько последовательно расположенных сильфонов.
Задвижка состоит из следующих основных частей: корпуса 7, проходное отверстие которого имеет наплавленные уплотнительные кольца, клина 2 и штока 3. Клин направляется в корпусе с помощью выступов, скользящих по шпоночным пазам. Для обеспечения лучшего уплотнения колец корпуса клин состоит из двух половин, соединенных штифтом, что обеспечивает клину большую податливость т. е. клин может самоустанавливаться. На шток 3 насажен винт9 с резьбой, которая контактирует с нарезкой гибкой резьбовой втулки (гайки) 6.
Зацепление втулки 6 с винтом 9 происходит, как и обычно, при деформации гибких элементов задвижки поперечными силами в зоне малых осей эллипса. В данной задвижке были применены резьбовые пары больших перемещений, а именно:
а) резьбовая втулка — кольцевые канавки,
винт — резьба;
б) резьбовая втулка — резьба,
винт — резьба другого направления.


Нарезки подбираются таким образом, чтобы в недеформированном состоянии винт свободно проходил в гибкую резьбовую втулку.
Шаг резьбы равен 1,5 мм, угол профиля 60°, число заходов резьбы винта 2, 4 и 6. В случае вращения генератора (волны деформации) слева направо по часовой стрелке (правило винта) для соблюдения мнемоничности управления, т. е. чтобы клин двигался вниз, перекрывая проходное отверстие, необходимо на винте наличие левой нарезки.
Это замечание следует учитывать при конструировании арматуры с волновой передачей, так как вся существующая арматура, в том числе и сильфонная, перекрывается при вращении штурвалов слева направо, т. е. по часовой стрелке.
Рис. 86
Гибкая резьбовая втулка 6 и шток 3 с винтом расположены внутри гибкой герметизирующей оболочки 8, в которую с одной стороны вварена пробка 20, а с другой — приварен жесткий фланец 22. Торец оболочки 8 имеет притертую поверхность, которой оболочка прижимается с помощью фланца 7 и шпилек 5 к такой же притертой поверхности, выполненной на корпусе. Этот неподвижный стык обеспечивает быструю сборку и разборку конструкции.
Косое сверление, выполненное в винте и штоке, исключает явления кавитации.
Гибкая резьбовая втулка 6 крепится к оболочке 8 с помощью винтов 4. При такой конструкции гибкой резьбовой втулки осевое усилие, действующее на резьбу волновой передачи, не передается на герметизирующую оболочку. Винт 9 имеет продольные сверления для лучшего сообщения полостей над и под штоком. На оболочку 8 надет тонкостенный предохранительный чехол /7, который разгружает оболочку от контактных напряжений со стороны генератора.
Деформация гибкой резьбовой втулки 6 происходит через наружный чехол 77, герметизирующую оболочку 8 с помощью гибкого упругого тонкостенного подшипника качения 14.
Рабочие чертежи отдельных гибких элементов задвижки (оболочка, резьбовая втулка и наружный чехол) с указанием знаков обработки основных поверхностей и допусков на основные сопряженные размеры показаны на листе 85.
Гибкий подшипник 14 сдавливается двумя диаметрально расположенными вилками 15.
Сборка герметизирующей оболочки с генератором и клином показана на рис. 86.
Гибкий упругий подшипник, выполненный из подшипниковых сталей, работает в пределах упругих деформаций так же, как и все остальные гибкие элементы задвижки: наружный предохранительный чехол, герметизирующая оболочка и гибкая резьбовая втулка, т. е. при снятии радиальных нагрузок все гибкие детали задвижки принимают свою первоначальную форму. Гибкий упругий подшипник состоит из двух тонкостенных колец — наружного и внутреннего с кольцевыми проточками на каждом из колец под тела качения (шарики или ролики), тел качения и разделительного кольца-сепаратора. Количество рядов тел качения (шариков) может быть различным в зависимости от размеров гибкого подшипника и тел качения.
Для сборки подшипника каждое из колец (наружное и внутреннее) с боковых сторон имеет продольные фрезерованные пазы для тел качения.
Подшипник 14, вставленный в нажимные вилки 15 генератора, прикрыт с боковых сторон предохранительными кольцами 72, размеры которых по наружному и внутреннему диаметрам выбраны таким образом, чтобы не мешать деформации подшипника на заданную величину. Нажимные вилки 15 расположены в корпусе 18 генератора и имеют возможность одновременно сближаться при помощи нажимного конуса 16, затягиваемого гайками 19.
Контроль глубины захода витков гибкой резьбовой втулки 6 во впадины винта 9 при сборке задвижки осуществляется либо замером соответствующего осевого перемещения конуса относительно торца стакана 73, при этом на конусе могут быть нанесены соответствующие риски, либо по определенной величине крутящего момента, с которым следует затянуть гайки 19. На гайке 19 нарезана однозаходная резьба с шагом 2 мм, следовательно, за один оборот гайки нажимной конус 16 переместится на 2 мм в осевом направлении. Учитывая, что половина угла конуса равна 15°, радиальное перемещение каждой нажимной вилки равно 0,54 мм (за один оборот гайки 19).
При ослаблении гаек 19 нажимные вилки 75 отжимают конус 16 за счет упругих сил гибкого подшипника, предохранительного чехла, герметизирующей оболочки и резьбовой втулки; таким образом нарезка резьбовой втулки выходит из зацепления с резьбой винта штока, освобождая последний.
Вращение корпус 75 генератора 18 получает от рукоятки 27. Генератор через наружный чехол 77 деформирует герметизирующую оболочку 3, придавая ей форму эллипса.
Надо отметить, что нажимная поверхность вилок 75 генератора выполнена по радиусу, который определен расчетным путем и соответствует (несколько больше, чтобы исключить кромочный контакт) радиусу кривизны эллипса гибкого подшипника в деформированном состоянии в зоне его малой оси. Вместе с оболочкой 8 форму эллипса принимает гибкая резьбовая втулка 5, нарезка которой входит в зацепление с нарезкой винта 9 в зонах малой оси эллипса.
При такой конструкции возможно регулирование величины радиальной деформации гибких элементов задвижки, что особенно важно, так как по мере износа резьбы волновой передачи, тел качения и дорожек качения тонкостенного подшипника появляются радиальные зазоры, которые необходимо устранять для осуществления плотного и полного зацепления нарезок винта 9 и втулки 6.
Генератор ориентирован по длине герметизирующей оболочки при помощи стакана 73, связанного с фланцем 7 винтом 77. Во фланце 7 имеется подшипник скольжения 70, который одновременно является и подпятником. Этот подшипник воспринимает изгибающие, осевые и случайные нагрузки (ударные и пр.), приложенные
к рукоятке задвижки, т. е. предохраняет от них оболочку 8. Помимо сказанного фланец 7, стакан 13 и корпус 18 генератора представляют своеобразный кожух, который защищает обслуживающий персонал от травм в случае разрушения герметизирующей оболочки. Кроме этого, кожух изолирует обслуживающий персонал и от высокой температуры среды.
При вращении генератора за рукоятку 27 возникает круговая волна деформации гибкого подшипника-генератора, герметизирующей оболочки и резьбовой втулки. Вместе с корпусом 18 генератора вращаются нажимной конус 16 с гайками 19, нажимные вилки 75, наружное кольцо гибкого подшипника 14 и стакан 13, внутреннее же кольцо подшипника вместе с наружным чехлом и герметизирующей оболочкой остается неподвижным. При этом внутреннее кольцо подшипника и все гибкие элементы задвижки кроме наружного кольца подшипника испытывают циклические деформации, а следовательно, и напряжения. Выступы кольцевых канавок гибкой резьбовой втулки 6 в зонах малой оси эллипса вклиниваются во впадины резьбы штока 9, отжимая последний в нужном направлении на заданную величину.
Для осуществления дистанционного управления задвижкой следует снять рукоятку 27 и на шестигранник корпуса 18 надеть промежуточную муфту.
По условиям работы задвижка была предназначена для агрессивной среды, поэтому все детали, которые соприкасаются со средой, были изготовлены из различных марок нержавеющей стали, в том числе герметизирующая оболочка, резьбовая втулка и винт. Остальные детали волновой передачи, расположенные снаружи герметизирующей оболочки и не соприкасающиеся со средой, как, например, наружный предохранительный чехол и гибкий подшипник, могут быть изготовлены из других марок сталей (например, подшипниковых), которые по своим характеристикам больше соответствуют специфике работы волновой передачи.
Размеры гибких элементов задвижки и генератора и их взаимное расположение показаны на листе 85, при этом размеры резьбовой нарезки и колец генератора указаны по средним диаметрам нарезки и углублениям дорожек качения.
Следует отметить, что рассмотренная конструкция задвижки примерно на 30% меньше по массе и габаритам сильфонного прототипа задвижки на те же параметры.
Лист 86. Герметичный привод для шаровых кранов магистральных газо- и нефтепроводов. Конструктивно привод представляет двухступенчатый редуктор с передаточным отношением и = 2090. Первой ступенью является обычная червячная передача (ич = 19), второй — волновая зубчатая передача (ив = ПО). Приводом редуктора может служить электро-, гидро- или пневмодвигатель с частотой вращения 1000 об/мин (со = 104,6 рад/с). Время поворота ведомого вала 15 на угол 90° равно 30 с. Расчетное значение КПД привода равно 0,74. На чертеже показан электродвигатель А022-2-6 (/Сг = 1,2 кВт; пэ = 930 сб/мин (соэ = 97,4 рад/с); дсинхр = 1000 об/мин) фланцевого исполнения, который крепится к корпусу редуктора 7 через специальный кронштейн 19 и соединяется с валом червяка 18 через зубчатую муфту сцепления 20 и 27.
Управление муфтой осуществляется g помощью рукоятки 23, выведенной наружу кронштейна 19.
Червяк, выполненный заодно с валом, установлен в радиальноупорных подшипниках. С одной стороны вала червяка предусмотрен ручной привод редуктора с помощью маховика; маховик снимается при работе двигателя. В рассматриваемой конструкции червяк имеет горизонтальную ось и расположен сбоку червячного колеса, имею¬
111


щего вертикальную ось. Червячное колесо 12 представляет бронзовый обод, скрепленный со стальными ступицами 13, вращающимися в подшипниках скольжения 14. Червячный обод является кулачком генератора волновой передачи и имеет внутреннюю поверхность, описанную соответствующей кривой с большой и малой осями. В кулачок запрессован роликовый генератор, представляющий гибкий подшипник с внутренним 6 и наружным 7 кольцами и роликами 8 между ними. Возможна установка роликов в сепаратор, который может центроваться по ступице 13.
Для обеспечения герметичности редуктора между гибкой зубчатой втулкой 3 и генератором расположена герметизирующая оболочка 17, которая жестко крепится к плите 2. Для уменьшения трения между оболочкой и гибкой зубчатой втулкой устанавливаются дополнительные ролики 22 и гибкий стакан 16. В осевом направлении ролики удерживаются втулками 10 и 5.
Для увеличения прочности герметизирующая оболочка выполнена трехслойной. Оболочка рассчитана на внутреннее рабочее давление рР = 16 кгс/см2 (1,57 МН/м2). Для уменьшения напряжений в оболочке около торцов сделаны гофры, позволяющие воспринимать нежелательные продольные деформации оболочки. Дно оболочки выполнено в виде мембраны и присоединено к ней аргонодуговой сваркой. Таким же способом оболочка крепится к жесткому фланцу. Для разгрузки оболочки от осевой силы, действующей на ее дно, имеется упорное кольцо 11.
Вращаясь, генератор деформирует гибкую зубчатую втулку (деформирует также герметизирующую оболочку и гибкое кольцо) и тем самым передает крутящий момент на ведомое зубчатое колесо 9, соединенное с выходным валом 15 привода.
Выходной вал вращается в подшипниках скольжения 4 и на конце имеет внутренний квадрат для соединения с хвостовиком крана.
Таким образом, в разработанной конструкции применена волновая зубчатая передача, в которой генератор является ведущим звеном, жесткое зубчатое колесо — ведомым, а гибкое зубчатое колесо — неподвижным.
Редуктор устанавливается на кран с помощью плиты 2.
Подшипники качения, червячная и волновая передачи имеют консистентную специальную смазку, а подшипники скольжения — графитовую.
Лист 87. Герметичная волновая передача для обеспечения винтового перемещения в вакууме. Вращение ротора электродвигателя 1 (см. кинематическую схему передачи) через соединительную муфту 2 передается на вал 3, на котором установлены ведущие колеса 4 и 5 дополнительной фрикционной передачи с клинчатым ободом.
Эта передача обеспечивает требуемую скорость исполнительного винта при прямом и обратном движениях. Включение ведомых колес 7 и 8, жестко связанных с генератором 9, производится муфтой 6. Генератор деформирует гибкую трубу-гайку 10. Волновая деформация гайки, возникающая при вращении генератора, обеспечивает необходимое перемещение винта 11 в вакуумном объеме.
Генератор волновой передачи выполнен по аналогии с генератором, приведенным на листе 84; нажимные сухари генератора регулируют величину радиальной деформации гибких элементов передачи. Однако в данной волновой передаче возможна тонкая регулировка величины радиальной деформации гибких элементов волновой передачи, так как осевое перемещение ползушки, давящей на нажимные сухари (см. чертеж), осуществляется дифференциальной резьбовой передачей.
Генератор выполнен в виде наружного тонкостенного кольца, тел качения — иголок и внутренней гибкой проставной втулки,
112
надетой на гибкую герметизирующую оболочку. В гибкую герметизирующую оболочку вставлена гибкая гайка, выполненная в виде открытого стакана, резьба которой и контактирует с нарезкой винта. В данном приводе применена резьбовая пара малых перемещений, обеспечивающая большую редукцию.
Гибкая герметизирующая оболочка выполнена сварной, с приваренным дном и фланцем, к которому крепится фланец гибкой гайки.
Исполнительное звено привода — винт 11 ввертывается в резьбу гибкой гайки и, кроме того, направляется тремя роликами 12, на наружной цилиндрической поверхности которых нарезана резьба таких же параметров, что и на винте.
В случае применения тихоходных регулируемых электродвигателей целесообразно отказаться от применения дополнительных механических передач.
Материал всех деталей, находящихся в вакуумном объеме, в том числе и передачи винт—гайка, сталь марки 12Х18Н9Т.
Лист 88. Редуктор волновой для передачи вращения в герметизированное пространство (заимствован из работы [9]).
Редуктор выполнен двухступенчатым. Первая ступень является планетарной и служит для редуцирования частоты вращения между валом электродвигателя и генератором волн, что благоприятно сказывается на работе последнего. Вторая ступень представляет собой зубчатую волновую передачу. Генератор выполнен регулируемым в виде разрезного кулачка, на который надет гибкий подшипник с тонкостенными кольцами. Герметизирующая оболочка выполнена в виде колоколообразной трубы, составленной из двух усеченных конусов, зубчатого венца и приваренного дна.
Жесткое зубчатое колесо по условиям сборки передачи выполнено составным.
Глава IV
СТЕНДЫ ДЛЯ ИССЛЕДОВАНИЯ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
Волновые механизмы являются новым видом передач и их исследование продолжается. Основные элементы волновых передач — гибкие элементы — являются наиболее ответственными звеньями и определяют нагрузочную способность и долговечность передач.
Всестороннее исследование различных типов гибких элементов имеет первостепенное значение при создании работоспособных промышленных конструкций волновых передач.
Как уже упоминалось (ч. вторая, гл. I), гибкие элементы волновых передач являются оболочками средней толщины, прогибы которых соизмеримы с размерами их стенок. Расчет таких оболочек под действием усилий, приложенных к ним со стороны генератора волн, рабочих усилий в зацеплении, внутреннего или внешнего давления, а также температурных нагрузок, является чрезвычайно сложным и, несмотря на уже выполненные решения целого ряда конкретных задач, требует своего постоянного совершенства.
Исследование работоспособности и долговечности гибких элементов (оболочек) волновых передач невозможно без решения задачи их статической прочности.
Статические исследования деформированного и напряженного состояний гибких элементов волновых механизмов позволят решить вопрос их динамической прочности.
В настоящей главе вниманию читателя представлены конструкции двух типов стендов для исследования гибких элементов (в основном герметизирующих, как наиболее сложных) волновых передач, а именно стенд для статического исследования гибких элементов волновых передач и стенды для исследования гибких элементов волновых передач на выносливость (тип ВР1а и ВР16).
Листы 89 и 90. Стенды для статического исследования гибких элементов волновых передач. Для измерения радиальных деформаций гибкого элемента на стенде установлена делительная головка ОДГ-60 с точностью отсчета углового поворота 20", на шпинделе которой закреплены индикаторы. Индикаторами производят замеры в окружном и продольном направлениях. Сочетание делительной головки с индикаторами позволяет получать с достаточной высокой точностью объемную картину деформированного образца. Исследуемый образец можно нагружать на стенде радиальными силами со стороны генератора, внутренним и внешним давлением и осевой силой (может быть приложена либо к торцу гибкого элемента, либо к его резьбе). На стенде исследуются гибкие элементы как с рабочей нарезкой (фрикционной, зубчатой или резьбовой), так и без нее. Наибольшие размеры исследуемых гибких элементов: наружный диаметр до 200—250 мм, длина до 400—500 мм.
Стенд состоит из следующих основных частей: общей плиты 1, делительной головки 2 с индикаторами 3 и 4 часового типа, перемещающейся каретки 5 с нагрузочной рамкой 6 и заднего кронштейна 7.
Исследуемый образец 8 закрепляется внутри нагрузочной рамки 6, установленной на каретке 5. Индикаторами делительной головки можно измерять наружную и внутреннюю поверхности гибкого элемента. Измерение внутренней поверхности производится только в том случае, если исследуемый объект не имеет дна или если заглушка образца имеет центральные отверстия, через которые можно пропустить внутрь образца державку с индикатором.
Индикаторы для измерения образца устанавливают по диаметру попарно, что исключает влияние на результаты замера возможной несоосности образца и шпинделя делительной головки.
Из чертежа видно, что индикаторы 3 могут свободно измерять только часть гибкого элемента, расположенного между нагрузочной рамкой и делительной головкой (примерно половина общей длины). Для измерения части образца, расположенной за нагрузочной рамкой, на индикаторы надевают соответствующие удлинители. Нагрузка к гибкому элементу прикладывается через наконечник 9 динамометра 10, вмонтированного в нагрузочную рамку.
Нагрузка устанавливается по индикатору динамометра. Применяется динамометр образцовой системы Н. Г. Токаря на номинальную силу до 450 кгс (4413 Н). Кроме того, возможна установка (на траверсе 11 нагрузочной рамки) камертонного динамометра на номинальную силу 2500 кгс (24516,6 Н).
Образец для исследования устанавливается на каретке в призмах 12 соосно шпинделю делительной головки. Нагрузочная рамка имеет возможность вертикально перемещаться по направляющим 13 каретки. Кроме того, рамка вывешена на тросах 14 с помощью грузов 15, что исключает влияние собственного веса рамки со всеми принадлежащими к ней деталями (включая и динамометр) на показания динамометра.
После установки образца в призмах каретки подводится нижняя опора 16 (нижняя точка приложения нагрузки) нагрузочной рамки до соприкоснования с образцом. Затем с помощью винта 17 опускается динамометр до касания его наконечника с образцом и дается предварительная нагрузка. После этого освобождаются установочные призмы 12, винтом 17 дается окончательная нагрузка на гибкий


элемент и с помощью индикаторов делительной головки производится измерение образца.
Для проведения измерения образца по его длине каретка с образцом и рамкой может перемещаться по направляющим плиты с помощью винта 18, таким образом ^деформированный образец получает продольное движение относительно индикаторов делительной головки. Гайка ходового винта 19 встроена в задний кронштейн 7, который предназначен для подвешивания груза 20, создающего осевую нагрузку на испытываемый образец.
Для измерения образцов с торцами на каретке могут устанавливаться опоры, соосные шпинделю делительной головки.
Помимо механического нагружения внутрь испытываемого образца можно подавать жидкость под давлением от насоса (в случае внутреннего приложения сил со стороны генератора можно создавать внешнее давление на образец; на чертеже не показано). Рабочей средой, обеспечивающей равномерное давление на образец, является машинное масло. Герметизация образца в случае подачи внутреннего или внешнего давления не представляет особого труда и выполняется на основе общепринятых конструкций.
Подача жидкости осуществляется либо от электронасоса с постоянным расходом через регулируемый клапан, который поддерживает давление жидкости определенной величины в замкнутом объеме образца, либо ручным насосом. При применении ручного насоса в системе предусмотрен запорный клапан (вентиль) (см. листы 91 и 92), который перекрывает трубопровод и обеспечивает постоянство давления в замкнутом объеме образца на время испытания. Запорный клапан максимально приближен к испытываемому образцу и закреплен на опоре, устанавливаемой на каретке для испытания образца с торцами.
Давление в гидравлической системе для нагружения образцов может достигать величины до 200—250 кгс/см2 (19,6—24,5 МПа).
Наконечники 9 к 16 являются сменными, что позволяет исследовать гибкие элементы волновых передач с разными генераторами (в том числе и с генератором, охватывающим исследуемый образец по всему периметру).
Установочные призмы 12 спарены с наконечниками 9 и 16. Призмы выполнены из алюминиевого сплава, имеют угол при вершине 120° и могут свободно перемещаться и ориентироваться относительно наконечников с помощью шпонок.
Для контакта с образцом нижняя призма слегка подпружинена. Верхняя призма контактирует с образцом под действием собственного веса, что примерно равно максимальному усилию пружины индикатора и не вносит ощутимой погрешности в эксперимент.
Для измерения применяются индикаторы часового типа с ценой деления 0,01 мм. С целью исключения возможной несоосности одного индикатора относительно другого наконечники индикаторов заменяются специальными ножами. Вес ножа ничтожно мал по сравнению с усилием пружины индикатора и на результаты замера не сказывается.
Измерение деформаций торцов гибких элементов проводится с помощью специальной планшайбы с четырьмя индикаторами, которая устанавливается на шпинделе делительной головки.
В результате обмера экспериментально определяются законы кривых деформаций гибких элементов по торцу, окружности и длине в любом сечении.
Напряжения в исследуемом гибком элементе определяются косвенным путем, на основе зависимостей теории упругости, через относительные окружные и продольные деформации отдельных сечений оболочки, которые, в свою очередь, измеряются с помощью тензометрических датчиков, наклеенных на образец.
8 Руденко В. Н.
Таким образом, на стенде можно экспериментально исследовать жесткость и прочность гибких элементов волновых передач в статическом состоянии.
Некоторым недостатком конструкции стенда является горизонтальное расположение продольной оси образца, в результате чего масса образца располагается неравномерно относительно точек приложения нагрузок, т. е. направлена к нижнему наконечнику. Однако практически благодаря наличию сдвоенных индикаторов это не сказывается на результатах эксперимента. В случае же вертикального расположения образца стенд получился бы более сложным и громоздким, в частности, усложнилась бы. конструкция нагрузочного приспособления.
Лист 91. Схемы стендов для исследования гибких элементов волновых передач на выносливость. Листы 92 и 93. Стенд для исследования гибких элементов волновых передач на выносливость
(тип ВР1а — герметизирующая оболочка неподвижна, генератор вращается).
Стенд работает по следующей схеме (лист 91): вокруг неподвижно закрепленного испытываемого гибкого элемента 8 (в данном случае на схеме стенда показана герметизирующая оболочка) обкатывается генератор 5, который приводится в движение от электродвигателя 1 постоянного тока. Генератор вращается в подшипниках опоры 3, установленной на общей плите 2. Гибкий элемент крепится к опоре 10, которая может перемещаться вручную относительно генератора с помощью винта 15 по цилиндрическим направляющим 16. Это вызвано необходимостью замены испытываемых образцов, а также установкой генератора в соответствующем месте по длине образца.
Генератор выполнен регулируемым и состоит из конусной чаши и нажимных сухарей, в которых могут устанавливаться нажимные подшипники 9 различных конструкций, в том числе и гибкие. Внутри гибкого элемента может быть установлена ответная жесткая деталь с соответствующей рабочей нарезкой, которая установлена на подшипниках на центральном штоке 4. В случае фрикционных рабочих нарезок к жесткой ответной детали может быть приложена осевая сила с помощью пружины, которая имитирует осевые силы, действующие на винт герметичной винтовой волновой передачи при его движении.
Внутрь испытываемой герметизирующей оболочки может быть подана жидкость под давлением от гидросистемы, которая состоит из насоса, сильфонного запирающего вентиля 14, реле-регулятора давления 13, манометра 12 и трубопроводов. Рабочим телом, обеспечивающим равномерное давление на образец, является машинное масло.
Подача жидкости под давлением осуществляется ручным насосом или электронасосом. Давление подается ступенчато 250 кгс/см2 (24,5 МН/м2).
Основным требованием к гидросистеме является ее герметичность с целью сохранения постоянного заданного давления во время испытаний. Для этого в системе предусмотрен специальный сильфонный вентиль 14 с запорным клапаном. С помощью вентиля масло, поступившее от насоса во внутреннюю полость оболочки под определенным давлением, отсекается от внешней среды. Тем самым обеспечивается требуемое постоянство давления в оболочке во время испытаний.
Вентиль обеспечивает герметичность системы при указанном давлении в условиях возможной вибрации стенда. Ход золотника вентиля 5 мм.
Реле-регулятор давления 13 предназначен для автоматического поддержания заданного давления в гидросистеме и для отключения электродвигателя (вращающего генератор волновой передачи) при разрушении оболочки и падении давления до минимума.
Реле-регулятор давления представляет собой толстостенный стакан, внутри которого помещается сильфон, один конец которого заварен в стакане, а другой является свободным; к нему приварена заглушка. Внутренняя полость сильфона соединена с атмосферой. Стакан имеет входное отверстие для сообщения с гидросистемой. Резьбовым концом стакан ввертывается в корпус опоры 10, которая является также гидрораспределителем.
С заглушкой свободного конца сильфона жестко связан шток, который под действием давления на заглушку может перемещаться вместе с ней. Шток воздействует на микропереключатель МП-1 и при резком падении давления отключает приводной двигатель.
В зависимости от степени высоты рабочего давления в конструкции реле-регулятора предусмотрены различные сильфоны с соответствующими характеристиками по жесткости.
Работает реле-регулятор следующим образом: под действием рабочего давления на заглушку сильфона последний сжимается и шток своим концом нажимает на микропереключатель, включается приводной двигатель. При разрыве оболочки и резком падении давления сильфон распрямляется, его шток выключает микропереключатель, который, воздействуя на кнопку «Стоп» электродвигателя, останавливает его.
При подаче жидкости под давлением внутрь образца на его дно, действует большая осевая сила, которая растягивает оболочку, вызывая в ней излишние напряжения. Для восприятия осевой силы в опоре предусмотрены упорные (на схеме конические) подшипники.
С целью уменьшения этой осевой силы внутреннюю кольцевую площадь дна оболочки, которая испытывает давление рабочей среды, следует сделать как можно меньше. Для этого внутрь герметизирующей оболочки вставлена дополнительная замкнутая труба, состоящая из пробок, распорных втулок 7 и сильфона 6, сваренных между собой. Эта труба плотно прижата ко дну оболочки и уменьшает его свободную площадь, а следовательно, и величину осевой силы, приходящейся на нее. Другим концом труба ввернута в опору 10. Наличие сильфона позволяет применять данную трубу для оболочек различной длины в пределах допустимого осевого хода сильфона.
В случае переоборудования стенда возможно осуществление внешнего давления на образец при внутреннем генераторе.
Момент появления усталостной трещины и напряжения в образце фиксируются по осциллограмме с помощью тензометрических датчиков, наклеенных на поверхность гибкого элемента.
Если снятие показаний с датчиков, наклеенных на оболочку снаружи (на схеме справа от генератора волн), не представляет труда, то отвод проводов от датчиков, наклеенных на внутреннюю поверхность оболочки, в условиях высокого давления (внутреннего), вызывает определенные трудности с точки зрения сохранения герметичности всей гидросистемы.
Для вывода проводов сконструирован специальный токосъемник 11, насчитывающий 19 штырей. Провода припаиваются к концам штырей соответственно внутри и снаружи. Штыри изготовлены из латуни, тщательно изолированы и уплотнены. Пространство между штырями залито эпоксидной смолой.
На стенде можно испытывать гибкие элементы практически любой формы при различных конструкциях генератора волн. Конструкция стенда представлена на листах 92 и 93.
Листы 94 и 95. Стенд для исследования гибких элементов волновых передач на выносливость (тип ВР16 — герметизирующая оболочка вращается, генератор неподвижен).
Стенд работает по следующей схеме (лист 91): электродвигатель 1 через фланец 2 вращает испытываемую оболочку 3 относительно не-
113


подвижного корпуса 10 генератора. На чертеже генератор выполнен в виде отдельных нажимных вилок 9, перемещение каждой из которых контролируется с помощью индикатора 11.
В корпусе 10 может быть установлена любая конструкция генератора. При необходимости к испытываемой оболочке может быть приложена осевая сила либо к торцу оболочки, либо к внутренней нарезке, если таковая имеется.
Нагружение осевой силой осуществляется через шток 4 с помощью грузов и кронштейна 7. Шток вращается вместе с оболочкой в соответствующих подшипниках опоры 5« Стенд смонтирован на общей плите 8•
При определении предела выносливости на данном стенде необходимо учитывать еще и напряжения, возникающие в гибкой оболочке от вращения ее вокруг своей оси.
Для снятия показания с тензометрических датчиков, наклеенных на поверхности (внутренней) образца, сконструирован специальный токосъемник б, корпус которого выполнен из неметалла (например, из оргстекла).
Центральный шток 4, связанный с оболочкой, выполнен полым. В эту полость помещаются все провода, идущие от датчиков. На конце штока, входящего в корпус токосъемника, насажены латунные втулки (соответственно числу датчиков). К этим втулкам при¬
паиваются концы проводов, выходящие из полости штока. Токосъем производится при помощи петлеобразных контактов, охватывающих втулки с двух сторон. Во избежание искрения и перегрева в область трущихся поверхностей контактов подается масло.
Нагружение оболочки внутренним давлением на данном стенде не предусмотрено, так как при вращающейся оболочке уплотнение подвижных стыков вызывает определенные затруднения. В момент разрушения образца остановка двигателя производится по сигналу от датчиков.
На стенде можно испытывать гибкие элементы волновых передач практически любой формы.
Конструкция стенда представлена на листах 94 и 95.


LO
CM
Г~
—\
3,
—)
5
Крутящий момент на тихоходном Валу в кгс*м (Н-м) 160(1569,06)
Мощность на тихоходном Валу в кВт 2,35
Частота Вращения тихоходного Вала в об/мин (рад/с) 14,2 (1,4-9)
Передаточное число редуктора 100
КПД редуктора 0,85-0,9
Гибкое колесо: za=200; т^0,8; а^30°; х-0,17; daa- 161,55-0f0¥0 Жесткое колесо: zb = 202j т=0,8; aw*30°i х-0, dQ^ 160,35+°>063
Примечание.
Материал зубчатых колес - сталь 45, твердость HRC 30... 35
Редуктор волновой с эвольвентным профилем зубьев
Лист
6Ь
115
265


А - А
Крутящий момент на тихоходном валу в кгс-м (Н>м) — 200(1961,3,5) Частота Вращения тихоходного Вала В од/мин (рад/с) — 0,29(0,03) Общее передаточное число — 10000
■ Передаточное число в каждой ступени — 100
Первая-ступень: za1 =200; Я77=0Д; aw=30°\ ха1=0,17; daa1 = 80,78-OyO3 гь1 = 202\ тгО,Ч-, сх^=30°‘, xb1=0; йаЬ,=80,18*°>0*6
Вторая ступень: г а2=Ш\ тг-0,8\ aw=30°; хп2=0,17; йаа 2 = 159,95-о,0¥ zb2 =200; т2=0,8; cc^JO0; хЬ2=0; ctab2 = 158,75 *°>063
Редуктор волновой
Лист
двухступенчатый
65
116


117


Рис.1
4 2
Вол новые зубчатые редукторы
Лист
67
118


А-А
Рис. 3
Генераторы волновых
Лист
передач
68
119


Редуктор Вз-160
{Уипоразмер редуктора 1
ШШВШгШШ
Ж
спящие момент на тихохооном \
/ В п'М
м
98,07
784,53
ХПёоеоаточнов число \
и
99
~1Г~
Wfl' :
V
0,89
-Щ-
1допускаемая консрль- уая^агрузка на 6а-
тихоходном
Рт
3138,1
8826
быстроходном
W
Шгз
686.47
II
|ч ^
Модуль
m
М
0,8
Угол исходного контура
ос7
2рь
20*~
II
Число зуйьед гибкого колеса
zr
198
198
||[
Число зуб ь её жесткого колеса
£ж
200
200
120


Рис. 5
-4
-5
Схемы волновых передач с электромагнитными генераторами
Лист
70
121


то
122


0/70
А-А
В~В повернуто
4S _ _ 40
Кинематическая схема
А02—32-6 Н= 2,2кВт п - 950об/мин со= 99,5рад/с
Дисковый кулачок генератора Техническая характеристика д _д волн а редуктора
3 — Г Мкр.6ых=392,27Н-м
I. С планетарным рядом йобщ = Un/taH 9 Uвол = 3-80=240 со выл = 0741рад/с ; пвых =3,875 об/мин tзакрыт *3,9с.
Л- без планетарного ряда. а общ — ивол =80; совых = 1,24 рад/с увых — 11,88 об/мин; tзакрыт ~ 1*
///. Ручной дублер.
Uр.д =4 у Т/лох од. — 0)5м при 03Н
Лйы*— 3,875об/мин &вых= 0,41 рад/с Мнр=392,27Н-м
Планетарно - волновой редуктор прив арматуры > у
Лист
72
{{ ; Av
123


124


Общий вид привода
•
1 1
1
1
1
V—
V
1

т
г
ФА
*00
<Р520
Волновой привод шарового крана для магистральных газо- и нефтепроводов Ру-ЗООмм
Лист
74
125


126


Oa Co
^3 s:
5
Cb
ca
*c
^ 05
05
*сь
127


128


Примечание. Раэрезы Б~Б и В-В см. на листе 79
Трехскоростной, волновой редуктор
даст
78
V»9 1409
129


130


Техническая
характеристика
Грузоподъемность 8 m-^z) Скорость подъема В м/с - 0,2 Высота подъема В м - 8 Режим эксплуатации-25%пв Электродвигатель -A 0С-У£:2у Мощность в кВт - (Т,8
Угловая скорость ^^
' в.рад/е - 282,6
I п=2700об/мин) Канат ЛК- Р бхщнб+бф+ЮС ГОСТ2688-69 редуктор - Волновой,
типа 2/К-Н Передаточное
отношение— и -100 Число волн деформации j=2 числа зудьев z^iz-^200 2^=202
Модуль т= 1
УкЧЧЧЧЧЧЧУЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧУчЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧ\\\\\\\\\\\\\\\\ЧЧЧ\\\\\\\\ЧЧ\Ч\\\\\\\\Ч\\\\\\ЧЧ\Ч\\\\\\ЧЧч\\\\\\\\ЧЧЧ\\^Ж\>-^
1
р
500
Механизм подъема
Лист
У
тали электрической
ВО
131


132


9 1409
■40
Профиль канадок (резьбы)
Второй дариант вентиля
Гибкая гайка
35
Кольцевые канавки или
резьба правая метрическая двухзаходная специальная М58,
шаг р= 1+°*0Z мм, ход 5* л
=2 мм
Вентиль с приводом штока л через герметизирующую лист эластичную перегородку от 82 волновой передачи
133


Схема Вентиля
* ^
1
у °0
- -1
т
та
am
ж
/ /
1*.
1
1
ш
Х\\ЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧ^
, 'в ^ >
1
1
§
г
1 J
1
134
Вентиль с разделением Лист
полостей давления 83


135


136


п= О,К of)/мин/ (u-OflW рад/с)
Гзрметичный привод для шаровых кранов магистральных газо-и нефтепроводов
137


Кинематическая
схема
Расчетная,, лсхема привода
МИ11Ф N=0,12 КВт п = 1440 об/мин (со* 151 рад/с)
Герметичная волновая передача для обеспечения винтового перемещения в вакууме
138


в-в
Герметизированное пространство
Крутящий момент на тихоходном Валу 0 Н-м-)96, J33(Вез смазки зацепления)
Угловая скорость тихоходного вала в рад/с-0,99
Общее передаточное число ~625
Передаточное число волновой передачи -125
Передаточное число планетарной передачи ~5
Гибкое колесо: Zar2*t8; m=Q5; ocw-20, ха~ 4,1; баа-128,60-ц0*о „
Жесткое колесо: zb-250; т-0,5; (Xw-20°) хь-3,9Ч; deb= 128,0
Примечания:, f. Материал гибкого колеса сталь ЗОХГСА ; HRC30 2. КПД редиктора 0, 7-0,5 (зависит от натяга взацеплении, регулируемого кулачком)
Редуктор волновой, для передачи вращения в герметизированное пространство.
Лист
88
139


Кинематическая схема
И-И
Обмер торца оболочки
-
(1—
ъ
—
Надставка индикатора
| Индикатор
у/цена дел. = 0,01 мм
0J
60
'Образец
Примечание-
Разрез £-£ см. на листе 90
Стенд для статического исследования гибких элементов волновых  передач
Лист 89
140
"/образец


141


142


143


144


145


146


СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Анфимов At, И» Редукторы. Конструкции и расчет. Атлас 3-е изд., испр и доп. М., Машиностроение, 1972.
2. Айрапетов Э. Л., Генкин М. Д. Деформативность планетарных механизмов
М., Наука, 1973.
3. Бойко Л. С. и др. Редукторы и вариаторы. Атлас конструкций, М., Машиностроение, 1964.
4. Вайнсон А. А. Подъемно-транспортные машины строительной промышленности. Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов. М., Машгиз, 1962.
5. Волков Д. П,, Крайнев А. Ф. Планетарные, волновые и комбинированные пере* дачи строительных и дорожных машин. М., Машиностроение, 1968.
6. Волновые и цепные передачи./Под ред. Г. Б, Столбина и И. И. Цейтлина. — Сб. трудов каф. «Детали машин», М., СТАНКИН, 1967.
7. Волновые передачи,/Под ред. Н. И. Цейтлина. — Сб. трудов каф. «Детали машин», М., СТАНКИН, 1970.
8. Гинзбург Е. Г. Волновые зубчатые передачи. Л., Машиностроение, 1969.
9. Детали машин. Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов. 3-е изд., пере- раб. и доп./Под ред. Д. Н. Решетова, М., Машиностроение, 1968.
10. Дьяченко С. Км Столбовой С. 3. Детали машин. Атлас. Учебное пособие. Киев Гостехиздат УССР, 1962.
11. Квитко А. К.» Гришанов А. Г. Механизмы приводов горнотранспортных машин М., Недра, 1966.
12. Кристи М. Км Красненков В. И. Новые механизмы трансмиссий. М., Машиностроение, 1967.
13. Крюков А. Д. Планетарные передачи в транспортных машинах. Свердловск, Машгиз, 1950.
14. Кудрявцев В, Н. Планетарные передачи. 2-е изд., перераб. и доп. Л., Машиностроение, 1966.
15. Кудрявцев В. Н., Гальпер Р. Г. и др. Повышение несущей способности механического привода./Под ред. В Н Кудрявцева Л., Машиностроение, 1973.
16. Кудрявцев В. Н. Редукторы, составленные из подшипников качения. — Вестник машиностроения, 1954, № Ю.
17. Левитсхий Н. И. Некоторые проблемы теории волновых передач и механизмов машин и автоматов. — Сб. трудов Всесоюзного заочного политехнического ин-та, 1968, вып. 47.
18. Механизмы горных машин./Под ред Н. Ф Руденко, 1сб. трудов Моек, горн ин-та № 551. М., Недра, 1966
19. Петров А. В. Планетарные и гидромеханические передачи колесных и гусеничных машин. М., Машиностроение, 1966.
20. Планетарные передачи. Справочник./Под ред. В Н Кудрявцева и Ю. Н. Кир- дяшева Л., Машиностроение, 1977.
21. Руденко Н. Ф. Планетарные передачи Теория, применение, расчет и проектирование. 3-е изд., испр. и доп М., Машгиз, 1947.
22. Руденко Н, Ф. и др Проектирование механизмов и приборов. М., Недра,
1969.
23 Руденко Н. Ф. и Руденко В. Н. Грузоподъемные машины. Атлас конструкций Учебное пособие для втузов. 2-е изд., перераб. и доп. М., Машиностроение»
1970.
24. Руденко Н. Ф. и др. «Курсовое проектирование грузоподъемных машин. Учебное пособие для втузов. 3-е изд., перераб. и доп. М., Машиностроение, 1971
25. Статика и динамика механизмов с зубчатыми передачами./Под ред. М. Д. Генкина и Э. Л Айрапетова. М., [сб. трудов] Наука, 1974.
26. Семенов М. В. Теория одно- и двухступенчатых планетарных передач. Л,, Машиностроение, 1965.
27. Сигов Г. В. Планетарные редукторы. Киев, Техника, 1964.
28. Решетов Л. Н. Конструирование рациональных механизмов. М., Машиностроение, 1966.
29. Ткаченко В. А. Проектирование многосателлитных планетарных передач. Изд-во Харьковского университета, 1961,
30. Цейтлин Н. И., Цукерман Э. М. Волновые передачи. — Вопросы ракетной техники, 1965, № 8.
31. Цейтлин Н. И., Цукерман Э. М. Волновые передачи. Итоги науки и техники. Машиностроительные материалы, конструкции и расчет деталей машин Гидропривод. Сер. «Машиностроение», М., ВИНИТИ, 1969.
32. Цыплаков Ю. С. Бипланетарные механизмы. М., Машиностроение, 1968.
33. d' Andrea F., патент Франции JSfe 1502079.
34. Chironis N. The Harmonic Drive Product Engineering, 31, N 6, 47—51, 1960.
35. Musser W., патент США № 2906143.
36. Musser W., патент США № 2931248.
37. Musser W., патент США № 2943508.
38. Musser W., патент США № 2979964.
39. Musser W., патент США № 3065645.
40. Musser W„ патент США № 3161082.
41. Musser W., The Harmonis Drive Machine Design, 32, N 8, 1960.
42. Musser W. A new look at Elastic—Body Mechanics Machine Design, April 13, 1961, N 8, 4390.
43. Robinson Hugh А., патент США № 3196713.
44. Stiff Berhard G. E., патент США Ns 3187605.


ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие . . . 2
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Глава 1. Расчет планетарных передач 3
§ 1. Основные сведения, определения и структура планетарных передач 3
§ 2. Классификация планетарных передач б
§ 3. Кинематика планетарных передач 10
§ 4. Усилия, моменты и мощности, действующие в планетарных пере*
дачах 13
§ 5. Коэффициент полезного действия планетарных передач 14
§ 6. Выбор типа планетарных механизмов и сравнение их габаритных
размеров с другими видами передач 19
§ 7. Число сателлитов, подбор чисел зубьев и уравнительные устройства 21
§ 8. Расчет на прочность зубчатых планетарных передач 24
Глава II. Планетарные редукторы общепромышленного применения 25
Планетарные одноступенчатые редукторы (лист 1) 25
Планетарные редукторы (листы 2—4) 25
Редуктор планетарный двухступенчатый (лист 5) 25
Установка сателлитов планетарных передач (лист 6) 25
Планетарные редукторы с плавающими эвеньями (листы 7 и 8) . . . 25
Одноступенчатый планетарный редуктор с плавающими центральными
колесами (лист 9) 26
Бипланетарный редуктор (лист 10) 26
Планетарные зубчатые мотор-редукторы типа МРА (лист 11) 26
Планетарные зубчатые мотор-редукторы типа МПз2 (лист 12) . „ . . 26
Планетарно-цевочные редукторы (лист 13) 26
Планетарно-цевочные редукторы и мотор-редукторы (лист 14) . • . . 26
Планетарный редуктор (лист 15) 26
Редуктор планетарно-цилиндрический (лист 16) 26
Редуктор дифференциальный (лист 17) 26
Планетарные передачи (лист 18) 27
Глава III. Планетарные редукторы специального назначения 27
Планетарный редуктор привода центрифуги непрерывного действия
(лист 19) 27
Планетарно-кривошипный редуктор привода секторного затвора погрузочной воронки (лист 20) 27
Планетарный редуктор ватирочной машины (лист 21) 27
Планетарный привод фотоэлектрического датчика механизма поворота
3>ана (лист 22) 27
ифференциальный привод центрифуги непрерывного действия (дифференциал «Механобра») (лист 23) 27
Дифференциальный привод центрифуги непрерывного действия (AZ = 1)
Йист 24) 27
ифференциальный привод центрифуги непрерывного действия (лист 25) 28
Глава IV. Планетарные механизмы грузоподъемных машин и экскаваторов 28
Планетарный механизм поворота башенного крана КБ-16 (вариант)
(лист 26) 28
Планетарный механизм поворота башенного крана КБ-40 (лист 27) 28
Планетарный редуктор механизма поворота экскаватора (лист 28) 28
Планетарный редуктор механизма поворота экскаватора ЭКГ-5 с гибким корпусом (лист 29) 28
Планетарный редуктор механизма поворота экскаватора (лист 30) . . . 28
Таль электрическая с планетарным приводом (листы 31 и 32) . 28
Самотормозящие планетарные бесподшипниковые редукторы (лист 33) 28
Планетарная бесподшипниковая лебедка (лист 34) 29
Планетарная скреперная лебедка (лист 35) 29
Планетарные лебедки (листы 36 и 37) 29
Механизм подъема главной лебедки экскаватора Э-6516 (лист 38) . . . 29
Лебедка подъема стрелы экскаватора Э-6516 (лист 39) 29
Механизм управления ковшом экскаватора Э-6516 (лист 40) ... . 29
Механизм подъема главной лебедки экскаватора Э-1602 (лист 41) . . . 29
Многоскоростная лебедка о трехдвигательным приводом. Вариант 1
(лист 42) 30
Многоскоростная лебедка в трехдвигательным приводом. Вариант 2 (лист 43) 30
Глава V. Мотор-барабаны с планетарными передачами 31
Крановые мотор-барабаны 0 1450 (листы 44 и 45) 31
Мотор-барабан 0 630 (лист 46) • 31
7
Мотор-барабан МБ 1,6 (лист 47) 31
Двигатель-барабан (лист 48) 31
Привод пластинчатого конвейера (листы 49 и 50) 31
Глава VI Планетарные передачи из разных отраслей машиностроения 31
Привод рабочего органа навесного оборудования к гусеничному крану
КТС-5Э (лист 51) 31
Планетарный механизм поворота (лист 52) 32
Тяговое планетарное колесо экскаватора ЭКГ-4 (лист 53) 32
Ведущее мотор-колесо со встроенным планетарным редуктором (лист 54) 32
Мотор-колеса с планетарными передачами (лист 55) ... . . . 32
Автоматическая коробка передач автомобиля «Чайка» (лист 56) . . . 32
Двигатель пневматический с планетарным редуктором окрасочного робота (лист 57) 33
Планетарный редуктор привода несущего винта вертолета (лист 58) 33
Планетарные редукторы привода соосных винтов самолета и вертолета
(лист 59) 33
Коробка скоростей токарно-копировального полуавтомата с программным управлением (лист 60) 33
Дифференциал зубофрезерного станка 5312 (лист 61) 33
Дифференциал зубофрезерного станка 5П325 (лист 62) 33
Стенд с замкнутым силовым контуром для исследования планетарных редукторов (лист 63) 33
ЧАСТЬ ВТОРАЯ ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Глава I. Конструкция и расчет волновых передач 97
§ 1. Основные сведения, определения и виды волновых передач ... 97
§ 2. Структура, кинематика и классификация волновых передач ... 98
§ 3. Коэффициент полезного действия волновых передач 100
§ 4. Конструкция и расчет основных деталей волновых передач . • . 100
Глава II. Волновые редукторы 104
Редуктор волновой с эвольвентным профилем зубьев (лист 64) ... . 104
Редуктор волновой двухступенчатый (лист 65) 104
Волновые зубчатые редукторы (листы 66 и 67) 104
Генераторы волновых передач (лист 68) 105
Редукторы волновые зубчатые (лист 69) 105
Схемы волновых передач с электромагнитными генераторами (лист 70) 105
Волновые редукторы (лист 71) 106
Планетарно-волновой редуктор привода арматуры (лист 72) 107
Волновой редуктор привода арматуры (лист 73) 107
Волновой привод шарового крана для магистральных газо- и нефтепроводов Dy = 300 мм (лист 74) 107
Волновой вертикальный редуктор с косозубой передачей (лист 75) . . . 107
Волновые вертикальные редукторы (листы 76 и 77) 107
Трехскоростной волновой редуктор (листы 78 и 79) 108
Механизм подъема тали электрической (лист 80) 108
Глава III. Герметичные волновые передачи 108
Герметичные волновые передачи (лист 81) 108
Вентиль с приводом штока через герметизирующую эластичную перегородку от волновой передачи (лист 82) 108
Вентиль с разделением полостей давления (лист 83) Ю9
Задвижка с приводом от волновой передачи (лист 84) ПО
Гибкие элементы задвижки с приводом от волновой передачи (лист 85) 110
Герметичный привод для шаровых кранов магистральных газо- и нефтепроводов (лист 86) 111
Герметичная волновая передача для обеспечения винтового перемещения в вакууме (лист 87) 112
Редуктор волновой для передачи вращения в герметизированное пространство (лист 88) 112
Глава IV. Стенды для исследования волновых передач 112
Стенд для статического исследования гибких элементов волновых передач (листы 89 и 90) 112
Схемы стендов для исследования гибких элементов волновых передач
на выносливость (лист 91) 113
Стенды ВР1а и ВР16 для исследования гибких элементов волновых передач на выносливость (листы 92—95) 113
Список литературы 147


3 руб.